«Совершенствование приводов транспортно-технологических машин использованием зубчатого бесшатунного дифференциала ...»

Рис. 1.1 Вариатор момента Рис. 1.2 Вариатор момента с симметричным дифференциалом с дифференциалом неравных моментов При приложении управляющего момента на рычаг 9 свободное движение водила 6 с блоком сателлитов 7 затормаживается, и возникающий момент торможения на валу водила 6 способствует возникновению крутящего момента на выходном валу 2 вариатора, причем этот момент пропорционален управляющему усилию. Угловая скорость выходного вала 2 также начинает увеличиваться по мере преодоления момента полезного сопротивления пропорционально управляющему воздействию. Диапазон регулирования угловой скорости выходного вала 2, таким образом, находится в пределах от нуля до значения, обусловленного передаточным отношением от водила 1 к центральному колесу 4.

В отличие от вариатора с симметричным дифференциалом, в вариаторе с дифференциалом неравных моментов за счет уменьшения крутящего момента на колесе 5, существенно снижается усилие на рычаге управления 9.

В современных холодильных установках распространены поршневые компрессоры (ПК) со смазкой цилиндров. Однако использование ПК со смазкой снижает надежность гелиевых установок из-за загрязнения маслом криогенной системы.

Поэтому, где возможно, используют компрессоры без смазки [60]. Они имеют высокий ресурс шатунно-поршневой группы и у них отсутствует необходимость в смене поршневых колец.

Основной причиной, сдерживающей рост энергетической эффективности холодильных машин с компрессорами без смазки, является повышение доли механической работы пары цилиндр-поршень. В крейцкопфных компрессорах без смазки эта доля меньше, чем в тронковых, но значительные массогабаритные показатели ограничивают их применение в стационарных установках и исключают на транспорте. Анализ состояния и перспектив развития холодильного поршневого компрессоростроения [51] привёл автора работы [40] к выводу о необходимости разработки холодильного компрессора, работающего без смазки, сочетающего достоинства крейцкопфных компрессоров без смазки цилиндров и современных тронковых машин по габаритам. В результате проработки требований, предъявляемых к холодильным компрессорам, была предложена конструкция (рис. 1.3) бесшатунного компрессора.

Экспериментальные исследования показали, что при работе на хладонах у бесшатунного компрессора без смазки объемные показатели на 10-12 % выше, чем у современных тронковых, а энергетические не уступают последним. Холодильный коэффициент аммиачной холодильной машины с бесшатунным компрессором на 7-10 % выше, чем у машины с циркуляцией масла.

При работе на R717 и R22 (режим стандартный) потери на трение в цилиндре составляют 37-40 %. Величина механического КПД на стандартном режиме – 0,87, что соответствует данным по современным тронковым компрессорам со смазкой и на 3-3,5 % ниже, чем у крейцкопфных машин с традиционным механизмом движения.

Рисунок 1.3. Бесшатунный компрессор без смазки цилиндров Из работы [40] следует, что главным достоинством бесшатунного компрессора на основе классической рычажной схемы является его компактность, отсутствие необходимости в смазке поршней и уплотнений в штоковой области. Однако крейцкопфная форма схемы осталась, что сдерживает повышение механического КПД механизма и усложняет конструкцию, поэтому, несмотря на все достоинства рычажного БШМ, эту схему нельзя признать наиболее оптимальной.

Известно также [45], что относительная утечка газа, выраженная в долях производительности компрессора, обратно пропорциональна скорости поршня. Поэтому для уменьшения утечек ПК выполняют быстроходными. Лабиринтное уплотнение поршня также уменьшает утечку газа. Однако такие уплотнения более дорогие, чем графитовые, и применяются главным образом в крейцкопфных компрессорах без смазки поршней для сжатия совершенно сухих газов (хлор, кислород). Поршневой компрессор с лабиринтным уплотнением чувствителен к вибрациям, поэтому полностью уравновешенные схемы, да еще с точным поступательным движением от толкателя, наиболее предпочтительны, когда используются лабиринтные уплотнения.

Вообще говоря, бесшатунный механизм – это эллипсограф в разных его модификациях. Как силовой агрегат, бесшатунный механизм (БШМ) впервые применен С.С. Баландиным в 1935-1936 г.г. в паровых машинах и позднее, в 1937г.г – в созданных им авиационных двигателях внутреннего сгорания [5]. На рис.1.4 изображена типовая кинематическая схема бесшатунного двигателя С.С.

Баландина.

Рис. 1.4. Принципиальное устройство бесшатунного двигателя: 1 – поршневой шток; 2 – коленчатый вал; 3 – подшипник кривошипа; 4 – кривошип; 5 – вал отбора мощности; 6 – поршень; – ползун штока; 8 – цилиндр Коленчатый вал выполнен в виде разрезанного шатуна. Он установлен между двумя консольными концевыми опорами, которые, в свою очередь, соединены между собой шестеренчатым синхронизирующим механизмом. Из-за нежесткого шатуна в двигателях С.С. Баландина происходило заклинивание силового механизма в корпусе двигателя в результате перекоса поршней и задира о зеркало цилиндров. Каждый четвертый двигатель выходил из строя из-за этих недостатков, поэтому в научной и конструкторской среде сформировалось негативное отношение к самой идее такого типа двигателей.

В сверхмощных двигателях С.С. Баландин решил проблемы разрезного водила путем размещения концевых шеек планетарного вала внутри подшипников большого диаметра – в развитых кинематических парах. При этом окружные скорости сопрягаемых наружных поверхностей этих подшипников увеличивались втрое, что значительно снизило ресурс их работы.

На рис. 1.5 дано сравнение габаритов двигателей двойного действия, которые можно получить с КШМ и БШМ в случае соблюдения равенства мощностей при допускаемых механизмами степенях форсирования или при одинаковых диаметрах и ходах поршней.

Рис. 1.5. Соотношение поперечных габаритов ДВС по вариантам сравнения: аб – при одинаковой мощности двойного действия (Nб = Nа); ав – при одинаковом диаметре цилиндров (Nб > Nа) (а – схема крейцкопфного КПМ; б – схема БШМ; в – схема БШМ) По мнению С.С. Баландина, бесшатунные двигатели могут быть с успехом использованы на морском, речном, железнодорожном и автомобильном транспорте, на тракторах и других сельскохозяйственных машинах. С бесшатунным механизмом могут создаваться дизели и бензиновые двигатели различного назначения, быстроходные паровые машины, поршневые компрессоры, насосы, мотогазогенераторы, комбинированные турбопоршневые двигатели и т.д.

Однако предложенный С.С. Баландиным силовой механизм бесшатунного типа при кажущейся простоте отличался технологической сложностью и малой долговечностью из-за разрезного водила.

При проектировании бесшатунного компрессора, рассмотренного выше, автор использовал консольный двухопорный коленчатый вал, решив эту проблему. Однако консоль всегда хуже по жесткости, относительно вала с концевыми опарами.

И все же, несмотря на проблемы с бесшатунной конструкцией, работы по ее совершенствованию продолжаются. Применяют две основные схемы механизмов С.С. Баландина – крейцкопфную с малыми шарнирами и крейцкопфную с развитыми шарнирами. Планетарный тип механизма, примененный С.С. Баландиным, позднее исследователями не рассматривался.

В работе [69] применена конструкция БШМ с развитыми шарнирами в крейцкопфах (рис. 1.6) для бесшатунного дизельного двигателя с зубчатыми колесами большого диаметра в замыкающем механизме. Это позволило повысить жесткость водила. Для разрешения проблемы нежесткого водила создан 4-тактный дизельный двигатель прямого впрыска с двухступенчатым наддувом (рис. 1.7).

Рис. 1.6. Механизм БШМ с развитыми шарнирами: а – схема, б – внешний вид Рис. 1.7. Бесшатунный оппозитный дизель нового поколения Достоинства проекта:

1. Удельная масса изделия по мощности составляет 1,6 кг/кВт, что является одним из лучших показателей экономичности.

2. Увеличенный тепловой КПД обеспечивается иным законом движения поршня. Расчетное уменьшение расхода топлива составляет около 8 %. При прочих равных условиях, в таком двигателе поршень находится дольше возле ВМТ, что увеличивает долю топлива, сгорающего при постоянном объеме.

2. Поскольку закон движения поршня точно соответствует синусному, механизм уравновешивается простыми средствами. Силы инерции 1-го порядка уравновешиваются противовесами, присоединенными к силовым элементам механизма. Силы инерции высших порядков здесь не возникают.

3. Организация приводов вспомогательного оборудования от общей гитары синхронизирующего вала существенно повышает надежность механизма и значительно облегчает монтаж-демонтаж всех его элементов.

Недостатки:

1. наличие крейцкопфов, воспринимающих нагрузки как в поршневой группе обычного ДВС, ограничивает рост КПД и ресурса работы;

2. остался синхронизирующий вал для опорных шестерен водила;

3. концептуальное решение основано на конструкции С.С. Баландина и не содержит принципиальных предложений по ее усовершенствованию;

4. в сравнении с рассматриваемым дизелем, американский двигатель «БОННЕР» [71] является более прогрессивным по принятым схемным и конструктивным решениям, хотя тоже относится к поршневым бесшатунным двигателям;

5. невозможность работы с одним крейцкопфом, даже при одном рабочем цилиндре.

Таким образом, несмотря на весомые достоинства изделия, проект совершенствования нельзя назвать лучшим. Более продвинутая сшема бесшатунного механизма – планетарная схема эллипсографа. Она не имеет шатуна вообще, нет крейцкопфов, нет реакций от рабочего процесса в поступательной паре, при решении задачи не разрезного водила исчезает синхронизирующий вал. Но в варианте С.С. Балландина она не работоспособна – нужно другая схема с той же кинематикой.

В следующей работе [73] предложен бесшатунный механизм (рис. 1.8), у которого вместо «синхронизирующего механизма» применены «синхронизирующие шейки», позволяющие в бесшатунном двигателе сделать шатун более жестким.

Рис. 1.8. Схема оппозитного бесшатунного двигателя: 1, 2, 3, 4 – поршни; 5 – коленчатый вал; 6, 7 – противовесы; 8, 9 – вал(ы) отбора мощности; 10, 11 – рабочие крейцкопфы; 12, 13, 14 – синхронизирующие крейцкопфы; I, II, III – синхронизирующие шейки Для этого к шатуну разрезанного коленчатого вала добавлены две дополнительные шатунные шейки I и II. Под них зеркально относительно крейцкопфов А и В устанавливаются две новые крейцкопфные направляющие А' и В'. При этом каждый рабочий поршень обеспечивается двумя идентичными подвижными опорами.

Недостаток конструкции очевиден – это увеличенное число поступательных пар – 7 вместо 2-х в прототипе и новом дизеле. Поступательные пары являются самыми энергоемкими. Схема становится жесткой и надежной, но экономичность и КПД падают значительно.

В двигателях С.С. Баландина имеется конструкция на основе особой планетарной схемы бесшатунного механизма [5], который теоретически имеет все достоинства БСМ, отмеченные для рассмотренного дизеля. Единственным доказанным в эксплуатации недостатком предлагаемого решения является разрезное водило, примененное в ДВС С.С. Баландиным, и исключившее все положительные достоинства работы планетарной схемы. На рис. 1.9 показана модификация бесшатунного механизма без крейцкопфов. На рис. 1.10 показан эскиз сборки двигателя с планетарным бесшатунным механизмом.

Рисунок 1.9. Планетарный бесшатунный Рисунок 1.10. Эскиз сборки ДВС с Это разновидность механизма эллипсографа со всеми плюсами. Но при этом при работе штоковые шейки точки В коленчатого вала совершают вместе со штоками и поршнями точное прямолинейное возвратно-поступательное движение.

Особенностью схемы является жесткая связь радиусов колес с поступательным ходом – R2=2R1, а R2=2е – центральное колесо, R1=е – сателлит, е=Н/4 – эксцентриситет водила и Н – поступательный ход в механизме.

Как следует из описания [5], двигатели с таким механизмом теоретически не имеют нагруженных боковыми силами поступательно движущихся кинематических пар в виде поршней или ползунов и поэтому их механический КПД (при допущении, что все элементы механизма и картера абсолютно жесткие) достигает максимальной величины. Однако показанный на рис. 1.10 коленчатый вал представляет собой разрезанную балку с ломаной осью, которая имеет переменную упругость по длине, при этом он подвержен действию увеличенных изгибающих моментов вследствие отсутствия промежуточных опор. Все это лишает конструкцию ее преимуществ.

В работе [46] на основе анализа особенностей конструкций и параметров различных типов известных двигателей предложены и разработаны две новые отечественные принципиально различные схемы нетрадиционных ДВС, а именно – синусного поршневого (рис. 1.11) и сфероидного роторного (рис. 1.12).

Рисунок 1.11. Кривошипно-кулисный Показано, что в одноцилиндровом двухтактном синусном двигателе все силы инерции и их моменты уравновешиваются полностью при помощи простого метода установки противовесов на коленчатых валах. Для синусного двигателя предложена схема кривошипно-кулисного механизма (ККМ) с симметричным дублером коленчатого вала и синхронизатором в визе зубчатой пары.

Результаты расчетов и эксперименты показывали, что при перемещении поршня по синусоидальному закону, в отличие от перемещения поршня в классическом ДВС:

индикаторная мощность может быть повышена, а расход топлива снижен на 3-4 %;

эффективная мощность получается больше на 13 % и примерно на такую же величину меньше расход топлива;

обеспечивается более равномерное распределение скоростей пламени по камере сгорания, что указывает на более благоприятный характер потока газов в камере сгорания, вызванного процессом продувки-наполнения.

Выполненные теоретические и экспериментальные исследования со сфероидальным двигателем показали, что он также имеет существенные преимущества перед существующими поршневыми ДВС по уравновешенности, габаритам и массе. Однако по целому ряду важнейших показателей, таких, как экономичность, удельная мощность и долговечность, сфероидальный двигатель уступает обычным двигателям.

Малогабаритные маломощные ДВС производятся крупнейшими международными фирмами США, ФРГ, Италии, Швеции, Канады, Великобритании и Японии, поэтому их совершенствование – перспективная научная задача.

Решая проблему экономичности и повышения мощности ДВС, отечественными авторами [47] из Астраханского государственного технического университета разработана конструкция реечно-шестеренного дизеля, обеспечивающая компактности и экономичности для применения в приводах судовых вспомогательных механизмов. Схема построена (рис. 1.13) на основе двухкривошипного механизма Галловея, позволяющего преобразовывать качательное движение шестерни в одностороннее вращение выходного вала.

Рис. 1.13. Зубчато-рычажный механизм Галловея: I – положение рычагов для обратного движения рейки; II – положение рычагов для прямого движения рейки Компоновочная схема поршневой группы и всего двигателя реечнопоршневого типа показаны на рис. 1.14.

Рис. 1.14. Реечно-поршневой двигатель: I – поршневой блок; II – блок формирования вращения;

1 – двухсторонний поршень; 2 – реечная передача; 3 – механизм Галловея; 4 – маховик Силовой основой двигателя является двухпоршневой механизм с реечной передачей преобразования хода в качание шестерни с размещением силовой части в отдельном отсеке, изолированном от корректировщика вращения. Отсек с механизмом Галловея также изолирован и размещен в отдельном смазочном картере, а из него вращение передается на маховик.

Расчетное сравнение параметров ДВС этого типа с параметрами отечественного малоразмерного двигателя 4ЧСП 9,5/11 показало совершенство нового двигателя по улучшенным техническим параметрам (табл. 1.2).

Сравнение показателей малоразмерных тепловых двигателей Средняя скорость поршня, м/с Частота вращения вала, с- Среднее эффективное давление, МПа Удельная масса, кг/кВт Усовершенствованные схемы ДВС с объединенным механизмом передачи движения позволяют существенно снизить массогабаритные размеры привода, повысить их КПД, снизить удельный расход топлива, уменьшить количество выбросов загрязняющих веществ в атмосферу, тем самым повысить эксплуатационные качества тепловых приводов.

Рассмотренный силовой механизм относится к схемам с раздельной функцией ступеней преобразования энергии. В поршневой ступени формируется качательное движение. В зубчато-рычажной ступени – вращение и управление им.

Такая идеология позволяет разгрузить поршневую группу от боковых реакций.

Хотя реечная направляющая все равно присутствует и трение на ползунах имеет место – в зубчатом зацеплении формируется радиальная сила.

Похожая идеология конструкции с раздельными секциями исследована в работе [39]. Автор рассматривает сравнение схемы двигателей с кривошипношатунным механизмом с возвратно-поступательным движением ведущего звена со схемой ДВС с качающимся рабочим органом (КРО) (рис. 1.15). По его мнению, КРО позволяет применять решения, более эффективно использующие объем и массу конструкции, т.е. снижающие удельную массу двигателя.

Рис. 1.15. Силовой механизм двигателя с качающимся рабочим органом:

Этот механизм, при такой же степени сжатия, обеспечивает большую термодинамическую эффективность двигателя. Он имеет также две функциональнонезависимые ступени – для рабочего процесса и для формирования вращения. Но это последнее условие является его недостатком, так как общая компоновка становится сложной и ненадежной.

Рассмотрим другое исследование в противовес мнению предыдущего автора о роторах. Малая авиация широко использует поршневые двигатели традиционных схем и, наряду с этим, осваивает роторные и аксиально-поршневые двигатели.

Как утверждает автор работы [11], это связано в первую очередь с недостатками кривошипно-ползунного механизма, преобразующего возвратно-поступательное движение поршня во вращение выходного вала, а именно:

– невозможность автоматического изменения степени сжатия без усложнения кинематической схемы, что приводит к недоиспользованию энергии надпоршневого пространства при повышенных оборотах коленчатого вала;

– наличие нормальной нагрузки поршня на цилиндр, что ведёт к потерям мощности на трение.

По мнению автора, особый интерес как объекты исследования представляют свободнопоршневые двигатели, имеющие, по сравнению с традиционными силовыми установками, предельную компактность. Эти обстоятельства определяют актуальность развития методов совершенствования механизмов традиционных схем, а также поиска перспективных механизмов энергоустановок при всесторонней оценке их кинематических и динамических характеристик. Также и требования экологии и экономичности определяют практическую ценность создания совершенных силовых установок летательных аппаратов.

Свободнопоршневая идея исследовалась и в работе [70], где разработан совершенно инновационный проект совершенствования тепловых ДВС – детонационный паровой двигатель без шатуна. Он использует два рабочих процесса. Бензо-паровой 4-тактный двигатель с детонационным первым рабочим процессом (рис. 1.16) имеет бесшатунный поршневой механизм, который нагружается в обе стороны, и механизм преобразования возвратно поступательного движения во вращательное без коленчатого вала реечного типа.

В специальной камере постоянного объема воспламеняется обогащенное специальное топливо в детонационном режиме, которое, сгорая полностью, создает давление, переносимое с газами через трубчатый змеевик в подпоршневое пространство ШПГ. Поршень движется в сторону нагретого змеевика. В крайнем положении поршня на змеевик распыляется вода, и тепло утилизируется. Полученный пар двигает поршень обратно, вытесняя выхлопные газы из подпоршневого объема. С одной стороны поршня – газы сгоревшего топлива, а с другой поочередно – паровое давление утилизированного тепла. Поступательное движение передается на реечную передачу, которая может работать только в четырехцилиндровом варианте.

Рис. 1.16 Свободнопоршневой реечный ДВС с паровым утилизатором: 1 – детонационная камера с форсункой; 2 – газовый змеевик; 3 – трубка перепуска газа; 4 – штоковое пространство; 5 – водяная форсунка; 6 – поворотная заслонка; 7 – рычаги поворота заслонки; 8 – поршневое пространство; 9 – зубчатый сектор; 10 – реечная рамка.

Такая конструкция двигателя позволила обойтись без громоздкой системы охлаждения и выхлопной системы. В нем утилизируется тепло рабочего процесса для формирования парового рабочего процесса. Расход топлива составляет 2-3 л/ 100 км пробега. Габариты двигателя невелики, а работа малошумная. Но главное – обеспечивается чистый выхлоп. Таким образом, найдено позитивное решение повышения КПД, экономичности работы и экологичности.

Недостатками являются: двухтопливность рабочего процесса (топливо и вода) с двумя системам подачи и хранения, усложненный запуск, требующий подготовки детонационной камеры на первый взрыв, невозможность работы передаточного механизма с одним или двумя цилиндрами.

И все же, двигатель является революционным как по конструкции, так и по формированию рабочего процесса и выходного вращения.

Каждый из авторов отстаивает свою идею совершенствования приводов транспортных машин, но обе последние идеи требуют реечного механизма формирования вращения, который усложняет конструкцию. Если рассматривать комплексно задачу совершенствования приводов, то прогрессивный механизм должен иметь и значительные плюсы, и применяться в широком спектре машин.

Американская конструкторская разработка [71] предлагает свой вариант совершенствования теплового двигателя приводов. Изобретатель Вальтер Шмидт в своем ДВС (рис. 1.17) применил дифференциальную схему севастопольского инженера Е.И. Льва в режиме обращенного движения, разработав планетарнопоршневой бесшатунный двигатель «Боннер». Его изобретение называется Bonner Engine. Боннер – это часть названия американской компании Bonner Motor. "Боннер" – это двухтактный двигатель без ГРМ с управляемой степенью сжатия в цилиндрах.

В корпусе двигателя имеются два скрещённых под 90 градусов цилиндра. Возвратно-поступательное движение цилиндров преобразуется во вращение выходного вала благодаря жесткому водилу-коленвалу, который совершает сложное движение вследствие наличия планетарной передачи на своих концах.

Рис. 1.17. Дифференциальный двигатель Вальтера Шмидта "Боннер" В моторе реализован 2-сторонний принцип рабочего процесса с разделением горячей и холодной областей. Реализован принцип регулировки степени сжатия гидравликой, что позволило совместить пониженный расход топлива с высокой мощностью. Двигатель имеет хорошее соотношение мощности, размеров и веса.

Это еще один вариант инновационного совершенствования привода.

Дифференциальный механизм для преобразования поступательного движения во вращательное [74] предложен инженером Е.И. Львом (рис. 1.18).

В нем в качестве силового механизма используется замкнутый дифференциальный редуктор с силовым замыканием в поступательной паре и большим передаточным отношением. Вращающий момент и частота вращения выхода формируется дополнительной зубчатой передачей. Передаточное число равно отношению чисел зубьев большого центрального колеса к числу зубьев шестерни выхода. Двигатель отличается простотой конструкции силового механизма, двумя частотами вращения выходных валов. Серьезным недостатком этого двигателя является то, что все силы, возникающие в силовом механизме (а они еще увеличены вследствие редукции частоты вращения) передаются непосредственно на гильзы цилиндров.

Рис. 1.15. Дифференциальный двигатель Е.И. Льва: 1 – толкатели с поршнями; 2 – сателлит; 3 – блок центральных зубчатых колес; 4 –зубчатое колесо для передачи крутящего момента Совершенствовать привод можно и путем улучшения его эксплуатационных свойств. Например переходом в конструкции на применение «сухих» картеров. В работе [75] изучен вопрос о переводе шатунно-поршневой группы (ШПГ) на работу в «сухом» режиме. Использование жидкой смазки ШПГ приводит к угару масла в двигателе или к попаданию масла в рабочую среду в компрессоре, что негативно отражается на экономике использования двигателя. Масло теряет свои свойства. Образуется нагар, изменяя объем камеры сжатия, закоксовывая поршневые кольца и клапана. Масло является источником образования наиболее токсичного компонента отработанных газов – бензопирена. Для решения проблемя, нужно разделить рабочую область на две герметичные части. Для этого применяют графитовые, лабиринтные и др. уплотнения. Но толкатель поршня должен перемещаться строго прямолинейно.

Автор работы [75] ссылается на мировой опыт использования графитовых уплотнений как в поршневых компрессорах, так и непосредственно в двигателях.

Например, в многоступенчатом углекислотном компрессоре ТС3Sp100/150 фирмы «Мафа Вурцер» (ГДР) в качестве поршневых уплотнений были применены графитовые кольца. Или в роторно-поршневом двигателе (РПД) ККМ-502 фирмы NSU (ФРГ) уплотнения ротора было выполнено из материала на угольнографитовой основе. На двухтактном японском мотоцикле «Ямаха» кольца имели покрытие из тефлона. При этом, «сухое» уплотнение имеет потери на трение 30 % от затрат в традиционном варианте уплотнения с поршневыми кольцами и смазкой жидким маслом из картера двигателя. Но для реализацию этой идеи нужно применить схему двигателя с точным прямолинейным движением поршней с крейцкопфами или бесшатунную. При этом и подшипники коленвала должны быть качения, необслуживаемыми и закрытыми.

В области экологического совершенствования тепловых приводов, актуальной является задача создания двигателя с чистым выхлопом, независимого от свойств топлива, обладающего высокими КПД и удельной мощностью, а также предельно малыми габаритами и массой. Высоких экологических показателей двигателей возможно достичь не только переходом на водород или электротягу. Их можно добиться при особых свойствах двигателя, таких, как:

11-12-кратная степень сжатия смеси как главное направление повышения теплового КПД. Однако увеличению степени сжатия препятствует детонация уже после 7-ми;

качественное регулирование заряда смеси с возможностью повышения коэффициента избытка воздуха на частичных нагрузках до 2,5-3;

достаточное время на смесеобразование топлива с воздухом.

Двигатель с процессом горения профессора Кушуля [76, 77], разработан в Ленинградском институте авиационного приборостроения (рис. 1.16).

Он похожий на обычный 6-ти цилиндровый V образный двигатель с малым углом развала цилиндров, на самом деле имеет кардинальные отличия в конструкции.

Отличительной особенностью данного двигателя является перепускное окно, соединяющее между собой рядом расположенные параллельные цилиндры – один рабочий, а другой компрессионный.

Этот процесс сложно реализовать в традиционной схеме ДВС. Он требует дополнительного цилиндра с ШЛГ, что увеличивает габаритные размеры изделия.

Но в двухстороннем поршневом процессе бесшатунных механизмов этот процесс реализуется просто и компактно. Поэтому он рассмотрен как предложение по совершенствованию теплового привода при использовании новых конструкций.

Типовой проблемой поршневых агрегатов является ограниченный ресурс цилиндро-поршневой группы (ЦПГ) по прочности. К основным деталям, лимитирующим ресурс двигателя, относятся детали этого механизма, работающие в условиях высоких тепловых и механических нагрузок.

Как отмечено в работе [3], получение больших мощностей дизелей при малых габаритах сопряжено со значительными нагрузками на основные исполнительные элементы поршневого механизма, к которым в первую очередь относится подшипниковый узел поршневой головки шатуна (ПГШ). Улучшить положение стало возможным лишь с установкой игольчатого подшипника. Вместе с этим в эксплуатации отмечаются случаи появления на рабочих поверхностях подшипника зон усталостного выкрашивания материала. Наиболее перспективным решением этой проблемы является исключение кинематической пары в ПГШ из силовой схемы.

Этому вопросу посвящена работа [43], где рассмотрен один из путей технической реализации данной тенденции основанный на введение в состав привода функциональных компенсаторов – упругих звеньев, передающих основной силовой поток и воспринимающих, наравне с малыми движениями самоустановки, относительно большие упругие деформации.

Объектами исследования с применением упругих компенсаторов являлись рычажные механизмы, планетарные фрикционные передачи и устройства, построенные на базе функциональных компенсаторов с упругими элементами стержневого и кольцевого типов (рис. 1.17).

В работе делаются выводы о том, что функциональные компенсаторы позволяют в ряде случаев заменить кинематические пары трения рычажных механизмов упругими соединениями жестких звеньев или деталей. При этом исключаются зазоры в кинематических парах, уменьшается количество подвижных соединений трения, повышается надежность привода, снижается уровень вибрации и шума. С другой стороны, гибкие шатуны требуют большой длины для обеспечения устойчивости и малого перекоса поршня. Лучше применить толкатели с точным прямолинейным движением.

Наиболее распространенными трансформаторами вращательного движения в поступательное движение рабочего органа в области кузнечно-прессового оборудования являются: винтовые, реечные, рычажные, кулачковые, кривошипношатунные, шарнирно-четырехзвенные механизмы приводов. Прессы с этими механизмами имеют большую производительность и легко поддаются автоматизации. Они могут быть с муфтовым и безмуфтовым включением. Однако при включении муфты момент динамически увеличивается в 3-7 раз. По мнению автора [2], наиболее перспективными схемами приводов прессов-автоматов являются безмуфтовые электромеханические приводы: кривошипно-ползунные со сдвоенным ползуном и с механизмом переменной структуры, переходящие от схемы четырёхзвенника к кривошипно-ползунной схеме и наоборот (рис. 1.18). При этом коромысло может замыкаться как на шатуне, так и на ползуне.

Рис. 1.18. Схема пресса с силовым механизмом переменной структуры Как отмечено в работе [2], к одной из основных задач исследовательскоконструкторских работ по созданию прогрессивного кузнечно-прессового оборудования относится задача совершенствования существующих и изыскание новых конструкций механизмов привода для регулирования хода ползуна и закрытой высоты пресса.

Кроме механизмов переменной структуры, для решения этих задач можно использовать схему с возможностью трансформации прямой траектории в кривую на основе особых схем, например механизма эллипсографа, который может иметь как прямую траекторию, так и эллипсную на одной выходной точке.

Прямолинейное движение востребовано во многих научных разработках по совершенствованию приводов машин. Например, в проблеме создания специальных транспортов для пересеченной местности и слабонесущих грунтов актуальна, особенно сейчас, при развитии идеи покорения неосвоенных уголков Земли и других планет. В этих условиях применение шагающих движителей может быть эффективнее традиционных гусеничных и колесных. Одной из современных конструкций является «Восьминог» (рис. 1.19), исследуемый в работе [63] и выполненный на базе многоцелевого шагающего шасси с побортно объединенными в шагающие опоры цикловыми движителями.

Рис. 1.19 – Шагающий движитель со стопами «hoof-foot»

В шагающих опорах использованы движители на базе одностепенных 4звенных цикловых механизмов шагания «-образного» типа. Механизм шагания предложен Н.В. Умновым (ИМАШ РАН им. А.А. Благонравова, МГТУ им.

Н.Э. Баумана). Силовой привод шагающих опор электромеханический, включает в себя бортовые тяговые асинхронные электродвигатели, бортовые раздаточные редуктора и редуктора шагающих движителей, соединенные с раздаточными редукторами посредством карданных передач.

В работе совершенствуется конструкция движителя и оптимизированы энергетические затраты на процесс движения.

Другой привод для шагающих транспортных средств также разработан в ВолгГТУ в виде мобильного робота [10] с шагающим ортогональным движителем по схеме Н.В. Умнова (рис.1.20).

Рис. 1.20. Мобильный робот с шагающим ортогональным движителем «УмНик»:

1 – верхняя рама, 2 - нижняя рама, 3 – корпус, 4- опорные стойки Движитель робота состоит из двух корпусов 1 и 9, связанных с возможностью вращения вокруг вертикальной оси посредством привода поворота. Привод поворота состоит из электродвигателя 8 и червячного редуктора 10. С каждым из корпусов связан модуль горизонтального перемещения. Модуль состоит из привода горизонтального перемещения и приводов адаптации. Привод горизонтального перемещения состоит из направляющей 4 и винта 5, связанного с электродвигателем 2. Приводной винт 4 и направляющая 5 закреплены в поперечной балке 3.

Как исследовано в работе, шагающий ортогональный движитель в энергетическом отношении обладает преимуществами по сравнению с другими шагающими движителями. При движении робота с таким движителем энергия не затрачивается на вертикальное перемещение его центра масс в случае, если величина преодолеваемых препятствий не превышает максимальной величины выдвижения опорных стоек.

Обе конструкции имеют или сложные рычажные механизмы шагания, или сложные приводы координации перемещения ног. Конструкторские решения нельзя признать оптимальными, так как и в траектории движения отсутствует точность решения поставленной задачи достижения прямолинейности, и сохраняется динамика в граничных точках режимов движения. Нужен механизм, гарантирующий точную прямую траекторию и синусный закон в кинематике – например, бесшатунный планетарный механизм эллипсографа.

Электрические, гидравлические и пневматические источники энергии направлены на главное их совершенствование – это минимизация размеров и повышение производительности. Для этого можно разработать поршневой агрегат с удвоенной производительностью при меньших размерах на основе бесшатунной схемы эллипсографа с поршневой группой двухстороннего действия (рис 1.1). Это касается и теплового двигателя мобильных станций. Объединив обе идеи в модульном комплекте, можно получить министанцию (относительно существующих поршневых аналогов) с большой производительностью.

Второе предложение – применение гидродинамического исполнительного механизма вместо гидроцилиндра для поступательного движения, если применить планетарный механизм эллипсографа с точным поступательным движением без направляющей.

Выводы по обзору научно-конструкторских работ Подводя итог обзора рассмотренных результатов работ, можно отметить следующие тенденции по совершенствованию приводов:

1 отмечается устойчивая тенденция к применению дифференциальных механизмов с управляющей функцией, позволяющей экономить энергию и регулировать рабочий режим;

2 в большинстве работ аналитические выводы и модельные результаты заканчиваются патентным решением новой или усовершенствованной конструкции, решающей задачи совершенствования приводов;

3 экспериментальная апробация присутствует во всех работах, что подтверждает аналитические выводы и разработанные методики расчета;

4 ни в одной работе нет новых методов синтеза запатентованных схем механизмов. Применяются известные методики проектирования и известные конструкции, которым дают новое применение;

5 многие патентные решения используют известные схемы и конструкции двигателей С.С. Балландина, проблемы которых по разрезному водилу решают разными предложениями, дающими положительный результат;

6 никто из авторов не применяет планетарную схему бесшатунного двигателя для совершенствования приводов даже в качестве основы проекта.

1.2. Постановка цели и определение задач диссертации Полученные выводы по совершенствованию комплектов приводов позволили автору сформировать следующие мнение – идет устойчивый переход к универсальным базовым схемам на основе механического принципа передачи движения;

повсеместно продвигается дифференциализация привода для плавного и широкого управления параметрами движения при соблюдении надежности закона рабочего процесса; основными критериями научного прогресса остаются минимизация размеров привода и повышения мощности и производительности машины, которые достигаются, в частности, зубчатыми дифференциальными схемами;

первостепенное совершенствование экологических показателей привода и машины в целом по выхлопу, шуму, вибрации, излучению; многотопливность силовой установки при максимальной экономичности рабочего процесса; слияние привода с исполнительным механизмом в процессе формирования рабочей траектории.

На основе этого мнения диссертационной работе предлагается к реализации идея о совершенствовании известного механизма планетарной бесшатунной схемы эллипсографа, апробированной С.С. Баландиным в авиационном двигателестроении, с особым соотношением размеров сателлита R1, неподвижного центрального колеса R2 и эксцентриситета водила e в соответствии с R2 = 2R1 = 2e.

Его основным недостатком в известных изделиях является разрезной нежесткий коленчатый вал – водило, состоящий из плавающего шатуна и концевых консольных коренных шеек. Именно задача по нахождению жесткой конструкции коленчатого вала в планетарном варианте и является приоритетом решения в исследовании в данной диссертации. При существующей схеме планетарного бесшатунного механизма эта задача не решается принципиально. Поэтому, совершенствованием планетарного варианта никто не занимался. Таким образом, решением задачи совершенствования планетарного бесшатунного механизма достигается главная цель – инновационное улучшение свойств и показателей качества современных приводов и универсальность их применения.

Ожидаемый результат – механизм с точным прямолинейным движением рабочего органа (поршня) без |направляющей, с роторной силовой схемой и поршневым рабочим органом, без шатуна и ползунов, с возможностью двухстороннего процесса сжатия, с потенциальной возможностью реализации нетрадиционных процессов Кушуля, сжатого воздуха или парового расширения, с дифференциальным принципом создания траектории рабочего органа, с возможностью управления прямолинейной траекторией, с много вариантностью выходной кинематики, с технологичной для изготовления конфигурацией звеньев, с максимальными компактностью и КПД.

2. РАЗРАБОТКА СХЕМ ЗУБЧАТЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛОВ С ТОЧНЫМ

ПРЯМОЛИНЕЙНЫМ ДВИЖЕНИЕМ БЕЗ НАПРАВЛЯЮЩЕЙ

Как отмечалось в главе 1, основным недостатком конструкции планетарного механизма является жесткая зависимость размеров звеньев от эксцентриситета водила, что вносит ряд существенных ограничений в использование планетарной схемы в машинах. Однако уравновешенность, технологичность звеньев, отсутствие шатуна, направляющей и т.д. обеспечивают значительные достоинства этой схеме и делают задачу ее улучшения актуальной.

Ожидаемый результат синтеза новой схемы на основе планетарной должен сохранить главную функциональную особенность ее конструкции – точное прямолинейное движение особых точек на сателлите. Для реализации поставленной задачи выделим условия, обеспечивающие точное прямолинейное движения этих точек. Так как планетарный механизм не имеет направляющей, то прямолинейное движение можно получить только кинематическим путем от сложения векторов скоростей. Опишем кинематику движения точки на сателлите.

На рис. 2.1 точное прямолинейное движение совершает точка В. При этом она совершает вращение относительно точки Б, которая, в свою очередь, вращается совместно с водилом относительно стойки. Запишем уравнения всех видов движений отмеченных точек:

Линии действия векторов ясно определены на рис. 2.1 и соответствуют выражениям:

Рис. 2.1. Планетарная схема с планом линейных скоростей На основе записанных векторных уравнений строим план скоростей для детального разбора. В соответствии со свойством подобия плана скоростей и схемы но, VБ VВБ. Согласно уравнений (2.1), точное прямолинейное движение точки В возможно, если проекции векторов скоростей на оси координат будут иметь вид:

Записанное условие будет выполнено, если:

С учётом l АБ l ВБ е, запишем Полученное уравнение (2.2) является первым условием синтеза [17, 28], обеспечивающим точное прямолинейное движение точки на сателлите, отстоящей на расстоянии е от оси вращения сателлита.

Восстановим перпендикуляры в точках Б и В к векторам их скоростей, соответственно VБ, VВ (рис. 2.1). При существующей геометрии планетарной схемы все построенные перпендикуляры сошлись в единой точке точке С, которая есть не что иное, как мгновенный центр абсолютных скоростей точек сателлита и одновременно точка качения сателлита по неподвижному центральному колесу. Так как рассматриваемое положение является произвольным, то и во всех других положениях сателлита и водила мгновенный центр скоростей будет лежать на окружности качения сателлита по центральному колесу, образуя геометрическое место линейных скоростей точек сателлита, имеющего форму окружности и совпадающем с окружностью качения сателлита. Следовательно, для получения прямолинейного движения с условием (2.2), мгновенный центр скоростей (точка С) всегда должен располагаться на линии продолжения l АБ и находиться на расстоянии АС=2е от оси вращения водила. Примем это условие, как второе условие синтеза.

Скорость полюса зацепления колеса 2 выразим через переносную скорость оси сателлита и скорость относительного движения точки С относительно оси сателлита:

При R1 = e получим планетарный механизм с условием:

При R1 = e + получим дифференциальный механизм с условием:

где: – отклонение радиусов колес от эксцентриситета е водила, что делает звенья свободными.

Проверим это условие специальным исследованием, сохраняя положение геометрического места точек центров абсолютных скоростей сателлита при наличии скорости у колеса 2.

2.2. Кинематический синтез механизма по условиям формирования Известно, что при качении одного тела по другому мгновенный центр скоростей и центр качения совпадают в единой геометрической точке, но для шатунов, например, рычажных схем, мгновенный центр может быть и мнимой точкой, не связанной с геометрией звеньев.

Применим графический метод Смирнова-Малышева [4] для выявления возможности получения мнимого мгновенного центра скоростей в дифференциале как в планетарной схеме. Построение выполним на плане линейных скоростей базового планетарного механизма (рис. 2.2).

Продлим вектор относительной скорости VВБ за точку С, увеличивая сателлит и центральное колесо на величину. При этом появилась точка Л с некоторым значение вектора линейной скорости V Л, а центральное колесо стало подвижным с угловой скоростью 2 (появился угол 2, указывающий на это).

Рис. 2.2. Исследование возможности расширения планетарной схемы Построение подтвердило аналитический вывод, что сохранить генеральную кинематику VC=0 и VВу=0 можно и с размерами сателлита R1e, если зацеплению между сателлитом и центральным колесом в точке Л сообщить некоторую скорость VЛ 0. Это условие реализуется, если схема полученного механизма является дифференциальной, т.к. центральное колесо 2 приобретает угловую скорость:

Делаем вывод о том, что принципиальное решение вопроса о синтезе схемы с независимой геометрии звеньев от эксцентриситета е и точным прямолинейным движением точки В найдено.

Продолжим исследование плана линейных скоростей, перемещая точку Л в разные области построения. В результате чего появляются четыре варианта схемы дифференциала (рис. 2.3).

Рис. 2.3 Варианты синтеза дифференциальных механизмов На основании анализа полученного результата делаем заключение:

1. схема 1 – > 0, внутреннее зацепление сателлита с центральным колесом, точка Л1 выходит за пределы базовой схемы планетарного механизма (на рисунке базовая схема имеет приоритетный чёрный цвет);

2. схема 2 – -е Z2, по аналогии со схемой Компоновка моделей представлена на рис. 4.5, а окончательные значения чисел зубьев колес моделей по схемам даны в табл. 4. В соответствии с принятыми параметрами моделей они были изготовлены и собраны для испытаний (рис. 4.6; 4.7).

Рис. 4.6. Внешний вид моделей 1, 2, 3, 4 слева направо (вид спереди) Рис. 4.7. Внешний вид моделей 1, 2, 3, 4 слева направо (вид сзади) 4.2. Разработка экспериментального комплекса и организация испытаний 4.2.1. Описание экспериментальной установки Установка для испытания моделей, представленная на рис. 4.8, не промышленного изготовления. Она состоит из рамы 1, каретки с датчиками движения 2, электродвигателя 3, редуктора 4, приводного вала 5 (жесткая пальцевая муфта, втулочные муфты, валы-удлинители), датчика крутящего момента 6, питающего элемента 7.

Рис. 4.8. Внешний вид экспериментальной установки Схема расположения модели (пример с моделью 1) в установке представлена на рис. 4.9. Муфты А, Б и В соединяют два приводных валика. При установке измерительного датчика крутящего момента муфта Б отсоединяется от валиков, но не убирается, сохраняя целостность трансмиссии.

Рис. 4.9. Схема экспериментальной установки с моделью Параметры привода:

электродвигатель асинхронный переменного тока тип 4ААМ56В4Е3 в составе мотор-редуктора: мощность – 0,37 кВт; частота вращения – 1370 об/мин;

напряжение питания – 380 В. Для простоты и безопасности эксплуатации двигатель питается от напряжения 220 В через конденсаторный преобразователь;

редуктор червячный одноступенчатый универсальный тип Чу-63, в составе мотор-редуктора, имеет передаточное число 63 с вертикальным расположением выходного вала.

В него входят датчики кинематических, силовых и мощностных параметров, измерительная аппаратура, регистрирующая аппаратура – ноутбук, ручной тахометр, прибор замера параметров цепей постоянного тока. Измерительный комплекс в комплекте представлен на рис. 4.10.

Рис. 4.10 Оборудование для записи сигналов датчиков экспериментальной установки, замера скорости вращения валов (часовой тахометр) и контроля работоспособности измерительных схем Датчики измерений имеют следующий физический принцип:

датчик перемещения 4 подвижной каретки 1 (рис. 4.11, слева) реостатного типа с внешним питанием 9 В от источника питания постоянным напряжением.

Подвижный контакт закреплен на каретке. Толкатель 2 точно поступательно движется в направляющей 3;

датчик линейной скорости 5 (рис. 4.11, слева) индукционного пассивного типа. Магнитное поле наводится при перемещении постоянного магнита 6 в линейной катушке, закрепленной на подвижной каретке. Магнит неподвижно закреплен на стойке установки;

датчик крутящего момента (рис. 4.11, справа) тензометрический. Состоит из двух держателей, закрепленных на валах-удлинителях, на которых одета втулочная муфта, не закрепленная к одному из них и обеспечивающая только их взаимное положение. Между держателями закреплена плоская пластина, на которой с двух сторон наклеены линейные тензорезисторы, соединенные в мост Уинстона с применением постоянного сопротивления и реостата в плечах. Сопротивление резисторов моста – по 200 Ом.

Рис. 4.11. Внешний вид датчиков перемещения и скорости (слева), измерительная аппаратура – тензометрическая станция (рис. 4.12) А17-Т (изготовитель – ОАО «Электронные технологии и метрологические системы», 2009 года выпуска). Работает в режиме пассивной регистрации сигнала. Имеет усилитель, самописец, осциллограф, совместима с компьютером через свою программу обработки сигнала. Сигналы принимаются через разъемы 7 рис. 4.11.

Рис. 4.12. Измерительный блок и комплект тензостанции А17-Т для исследования вида траектории и общей работы установки использован фотоаппарат SONY «Cyber-shot» с киносъемкой процесса движения.

Тензостанция предназначена для регистрации активных электросигналов с датчиков по 10-ти каналам одновременно. Подключение тензостанции к компьютеру осуществляется по шине USB 2.0, по интерфейсу Ethernet или WiFi. Питание – от блока питания 220 В, входящего в комплект поставки, или от внешней аккумуляторной батареи 12 В. Питание также может осуществляться по линии Ethernet. Встроенный тензоусилитель (коэффициент – 1, 10, 100) позволяет подключать тензодатчики без использования промежуточных усилителей. Питание датчиков может осуществляться постоянным или переменным током.

К параметрам, участвующим в сравнительной количественной оценке, относится только момент на валу привода.

Крутящий момент измеряется тензометрическим датчиком, поэтому осциллограмму надо масштабировать. Для этого запись показаний датчика тарируем известными пробирными грузами 200 г, 400 г, … 2000 г. Процесс тарировки показан на рис. 4.13, 4.14. Тарировочный график показан на рис. 4.15.

Перемещение замеряется по траектории, полученной рисованием при движении моделей.

Рис. 4.14. Тарировочный комплекс Рис. 4.15. Тарировочный график 250 г / 1дел.

Рис. 4.16. Тарировочный график 280 г / 1дел.

Так как в модели № 4 момент при прокручивании оказался большим, чем в других модулях, то датчик использовался с малым плечом. Поэтому при тарировке использовались два плеча подвеса грузиков – LМАХ = 180мм, LМИН = 125мм.

Тогда тарировочные коэффициенты будут – kМАХ = 0,46 Н*м/1дел, kМИН = 0, Н*м/1дел. Коэффициент усиления чувствительности датчика при переходе от ближней точки к дальней – kУСД = 1,34.

Полученные коэффициенты использованы для анализа графиков записей крутящих моментов при испытаниях моделей.

4.2.4. Программа и особенности организации испытаний для исключения влияния масс звеньев на кинематику и крутящий момент и соответствия условий испытаний допущениям силового расчета модели на установке располагаем вертикально;

привод установки применяем тихоходный с червячным редуктором.

1. все модели прокручиваются для визуального подтверждения создания каждой точного прямолинейного движения без направляющей;

2. выборочно снимается запись процесса обкатывания мнимых окружностей, формирующих генеральную кинематику моделей;

3. для всех моделей осуществляется запись функций перемещения точки прямолинейного движения и скорости прохождения точкой этого пути;

4. для всех моделей осуществляется запись крутящего момента на ведущем валу в двух режимах:

без нагрузки силой тяжести груза;

с нагрузкой силой тяжести груза в один килограмм;

5. модель № 2 исследуется на изменение прямолинейности траектории при корректировке чисел зубьев в U2Н по табл. 4.2 для Z =1, 3, 6.

4.3.1. Расчет отклонений в движении модели № 2 для оценки устойчивости Для постановки экспериментов по оценке влияния Z2 … Z4 на прямолинейность траектории изготовлены сменные колеса замыкающих ступеней схемы № 2, в которой конструктивно просто заменить колеса Z2 и Z4 для сохранения межцентрового расстояния А34. При расчетных числах зубьев блока Z3 = 20 (40) и Z3 = (20) и модуле m = 1,5 мм имеем А34 = 60 мм. Изменение Z2 и Z4 осуществлялось на величину Z2 =Z4 = 1; 2; 3; 4; 5; 6; 7; 8; 9; 10. В этом случае набор зубьев колес и передаточное число с изменениями в замыкающей ступени для схемы 2 указаны в табл. 4.2.

Соотношение чисел зубьев шестерен замыкающей ступени В главе 3 была получена зависимость для расчёта отклонения образующих радиусов R и r при изменении скорости вращения колеса 2 на величину 2:

ступлением от теоретического значения U2Н. При подстановке констант модели № 2 получаем:

При подстановке значений U 2 H из табл. 4.2, получаем величины отклонений образующих радиусов (табл. 4.3).

Отклонения радиусов R и r гипоциклоиды от Z замыкающей ступени в -0,2757 -0,5632 -0,8665 -1,1966 -1,5339 -1,9003 -2,2866 -2,6937 -3,1348 -3, По этим данным построен график (рис.4.17) зависимости вi = f(Zi). Форма графика говорит о его нелинейности, однако на участке (1 – 3) линейность практически сохраняется.

Рис.4.17. Зависимость отклонения образующих радиусов R и r гипоциклоиды от приращения чисел зубьев колёс замыкающей ступени Поэтому для моделей выбрано три варианта отклонений чисел зубьев Z = 1;

3; 6. Первые два значения характеризуют границы линейного участка. При Z = имеем основной вариант отклонения числа зубьев. Величина Z = 6 взята для исследования влияния значительной нелинейности на траектории поступательного движения.

Используя расчетные отклонения и величину радиусов смещенных образующих окружностей R* = 2е + в и r* = е + в, построим гипоциклоиду для трех экспериментальных случаев (табл. 4.4) по уравнениям гипоциклоиды:

где: – угол поворота сателлита;

d=е – радиус окружности положения точки на сателлите, описывающей гипоциклоиду. В данном случае эта точка должна двигаться по точной прямой.

На рис. 4.18 показаны гипоциклоиды для трех экспериментальных случаев, построенные по расчетным данным ПРИЛОЖЕНИЯ 1. Расчеты выполнены через градусов поворота водила при 12-ти циклах повтора для каждого варианта.

Рассчитаем общую величину отклонения образующих радиусов, которые могут иметь свои отклонения в кинематике центрального колеса 2 – 2 совместно, и замыкающая ступень 3 – 3 – 4.

В главе 3 рассмотрен вариант 4 влияния трех отклонений, 2 и р (соответственно для, 2 и lБВ) на прямолинейность траектории поступательного движения с величиной отклонения образующих радиусов:

Рис. 4.18. Теоретические гипоциклоиды для выбранных условий эксперимента Опираясь на выводы главы 3, упростим зависимость, приняв р = 0:

Исследуем выражение (4.2) на возможность компенсации отклонением величины отклонения «в» при возникновении отклонения 2. Условие в = 0 имеет место, если числитель равен 0. Тогда:

откуда Для схемы № 2 при расчётном «в» и Z = 1 величина составит:

Полученный результат позволяет сделать предположение о том, что при отклонении числа зубьев в замыкающей цепи на Z = 1 зазоры в зацеплении Z1 – Z и в шарнирах А, Б и В скомпенсируют отклонение в кинематике в пределах полей допусков размеров. Кроме того, изменением числа зубьев Z можно компенсировать нарушение радиусов R1 и R2, вызванное сборкой механизма. Из траекторий гипоциклоид следует, что поворот траектории неизбежен при Z, разница лишь в интенсивности смещения. При проведении экспериментов на моделях в программе заложена проверка этого вывода, но что самое интересное – можно ли зазорами и направляющей остановить это смещение хотя бы для Z = 1?. Вопрос о возможностях компенсации отклонений весьма серьезный, т.к. малое нарушение кинематики неизбежно от зазоров в кинематических парах, даже при правильном подборе числа зубьев.

При рассмотрении идеи об использовании двух не связанных приводов в дифференциалах интерес вызывает исследование диапазона допустимых колебаний частот вращения двигателей, при котором сохраняется прямолинейная траектория. Но в работе это не проверяется.

4.3.2. Расчет кинематических параметров движения по теоретическим Для расчетов кинематики по параметрам привода примем:

Н 0,1nН = 2,18 рад/сек n21 = U2Н nН = 0,2 nН = 4,35 об/мин; n22 = 0,333 nН = 7,25 об/мин;

n23 = 3 nН = 65,25 об/мин; n24 = 5 nН = 108,75 об/мин;

n31 = U2Н nН R2’/ R3 = 4,35 100/40 = 10,875 об/мин;

n32 = 7,25 nН 60 / 20 = 21,75 об/мин;

n33 = 65,28 nН 40 / 40 = 65,25 об/мин;

n34 = 108,75 nН 20 / 40 = 54,375 об/мин;

время движения за один оборот Для теоретических расчетов применим выражения главы 3, параметры моделей и параметры привода. Выражения для перемещения, скорости и ускорения прямолинейного движения, согласно (3.7):

Smax 120мм.;...VСР Н 83,3мм / с;...VМАХ 130,8мм / с;...а Вмах 285мм / с 2.

Проворачивание моделей показало, что модель №4 не проворачивается через валы Н и 3, но нормально вращается через вал 2. Рассчитаем скоростной режим валов при входе через вал 2. Результаты вариантов расчетов валов представлены в таблице 4.5.

Расчетная кинематика моделей показала специфику работы схем, которую требуется проверить экспериментально.

4.3.3. Расчет моментов на трех потенциальных приводных валах и КПД Моменты и КПД по параметрам привода рассчитываем на основе результатов эксперимента, когда замерены потребленная мощность и крутящий момент.

Моменты на валах моделей по аналитическим выражениям и назначенным ш = 0,9, зуб = 0,75 соответственно равны:

Схема 1 – U2H = |– 1/5|; Fпс = 1 кг; размерные данные из табл. 4.1:

Схема 2 – U2H = 1/3; Fпс = 1 кг; размерные данные из табл. 4.1:

Схема 3 – U2H = 3; Fпс = 1 кг; размерные данные из табл. 4.1:

Схема 4 – U2H = |– 5|; Fпс = 1 кг; размерные данные из табл. 4.1:

Результаты показывают, что моменты зависят от параметров моделей и КПД кинематических пар. Рассчитаем КПД моделей по аналитическим выражениям(3.18 – 3.20) для сравнения с результатами расчета моментов. При этом изменяем знак в скобках и принимаем U2Н по модулю:

Схема 1 – U2H = |– 1/5|;

Схема 2 – U2H = 1/3;

Схема 3 – U2H = 3;

Схема 4 – U2H = |– 5|;

Эти расчетные величины КПД более достоверны, нежели полученные по уравнениям силового и мощностного расчетов. Далее будем использовать выражение для КПД с поправками:

Пересчитаем моменты для сравнения с экспериментальными данными:

МН1 = 1,516 МПС ; МН2 = 1,656 МПС ; МН3 = 2,506 МПС ; МН4 = 2,646 МПС.

С учетом величины силы тяжести груза в 1 кг момент сопротивления:

Тогда моменты на водиле:

МН1 = 0,892 Н*м ; МН2 = 0,975 Н*м ; МН3 = 1,476 Н*м ; МН4 = 1,564 Н*м.

При известных скоростях вращения вала водила и моментах на нем мощность привода должна быть следующей:

Nмах ДВ1 = 174,7 Вт; Nмах ДВ2 = 191,0 Вт; Nмах ДВ3 = 289,0 Вт; Nмах ДВ4 = 306,2 Вт.

Модель 4 не прокручивалась вручную через ведущий вал водила, поэтому ей сообщалось движение со второго вала. Причиной заклинивания водила на 4-й модели могут быть перекосы в модели и низкий КПД зацеплений изготовленных колес. Если принять ш = 0,8 и зуб = 0,5, то получим момент на водиле:

больше мощности привода экспериментальной установки.

Если привод сделать через колесо 2, то момент на нем будет:

При соединении колеса 2 с валом трансмиссии оно будет иметь скорость n2 = nДВ / iРЕД = 1370 / 63 = 21,76 об/мин. Скорость вращения вала водила будет – nН4 = 1/5 n2 = 4,35 об/мин и мощность на втором валу будет – Nмах ДВ4 = 0,375 * 0,589 * 63 / 0,7 = 20 Вт.

Таким образом, модели с передаточным числом U2H > 1 требуют высокой чистоты изготовления кинематических пар и жестких звеньев.

4.4. Описание испытательного процесса и обработка результатов испытаний Положение модели №1 в экспериментальной установке показано на рис. 4.19.

Настроечная площадка выставлена так, что точка на сателлите толкает подвижную каретку вдоль поворотного ползуна без его поворота, что явно видно в демонстрационном фильме ДЕМО1.1 (Приложение к диссертации). Такое конструктивное решение принято для независимости линии траектории от положения зацепления, влияющего на ее ориентацию.

ЭКСПЕРИМЕНТ 1 – исследование траектории точки В (ось на сателлите) на прямолинейность методом киносъемки и наложения положений. Ось освобождается от каретки для свободного движения. Фотокартина развертки траектории с исследованием ее прямолинейности показана на рис. 4.20.

Рис. 4.19. Внешний вид экспериментальной установки с моделью Рис. 4.20. Подтверждение прямолинейности траектории ЭКСПЕРИМЕНТ 2 – запись графиков изменения перемещения и скорости подвижной каретки и крутящего момента на валу водила тензометрической станцией А17-Т8. Питание подается на датчики перемещения и крутящего момента от источника питания K9VHZ1«Kodak» на 9 В. На экране компьютера выстаивается картина изменения всех параметров в разных настроечных масштабах за один цикл движения модели с привязкой к тахометру времени. Запись зафиксирована при нерабочей установке – на рис. 4.21, в режиме холостого хода – на рис. 4.22, при нагрузке каретки статическим грузом – на рис. 4.23.

Тарировку всех видов графиков не выполнялась, так как модель не отражает реальный процесс. Интерес имеет качественная картина и соответствие аналитическим выводам главы 3. Анализ дал следующие результаты:

1. перемещение и скорость осуществляются по синусному закону. Величина сигнала перемещения уменьшается в последовательных записях, так как это датчик реостатного типа, что сильно разряжает элемент питания;

2. нулевой сигнал датчика момента не сажает элемент питания, поэтому сигналы последовательны. По графику видно, что график момента изменяется по синусному закону, что соответствует уравнениям моментов.

Рис. 4.21. Нулевое положение сигналов датчиков Рис. 4.22. Холостой ход модели Рис. 4.23. Нагруженное положение сигналов датчиков 3. Параметры сигналов на графиках моментов холостого режима (0,8 мВ) и нагрузочного (1,2; 1,3 мВ) отличаются примерно на [(1,2 1,3)-0,8] 100% / 0,8 = 50 % 60 %.

4. Параметры киловаттметра в приводе для этих режимов имеют значения идентичных соотношений – для холостого режима (0,08; 0,09 кВт) и нагрузочного (0,12; 0,13 кВт) и колеблются в пределах, показанных на рис. 4.21.

Рис. 4.21 – Показания ваттметра – колебания при нагрузке (верхние), Модель № 2 была установлена в экспериментальную установку (рис. 4.22) и испытывалась по той же программе, что и модель № 1. Получена прямолинейная траектория (рис. 4.23) и запись графиков сигналов перемещения, скорости и момента. Результаты испытаний представлены на рис. 4.24, 4.25, 4.26.

Рис. 4.22. Модель 2 в установке и с грифельным цанговым держателем Рис. 4.23. Траектория поступательной точки с результатом ошибки в позиционировании Кроме этого, на модели № 2 проводилась регистрация траектории при корректировке чисел зубьев замыкающей ступени колесными парами с отклонениями в числах зубьев (рис. 4.27). Траектория записывалась на бумаге с помощью грифельного цангового держателя чертежного циркуля (рис. 4.20). Траектория при измененном числе зубьев показана для Z= -1 у колес замыкающей ступени на рис. 4.28, для Z= -3 у колес замыкающей ступени – на рис. 4.29. Испытания при Z= -6 не проводились из-за очевидности результата.

Рис. 4.24. Нулевое положение сигнала датчика момента Рис. 4.26. Нагруженное положение сигнала датчика момента Рис. 4.27. Сменные комплекты зубчатых колес замыкающей ступени Рис. 4.27. Траектория с результатом ошибки (-1) Рис. 4.28.Траектория с результатом ошибки (-3) Модель № 3 была закреплена в экспериментальной установке (рис. 4.29) и испытывалась по той же программе, что и модель № 1. Получены подтверждение прямолинейной траектории при визуальном контроле в движении относительно линейки и запись графиков сигналов крутящего момента (рис. 4.30, 4.31, 4.32).

Рис. 4.30. Нулевое положение сигнала датчика момента Рис. 4.32. Нагруженное положение сигнала датчика момента Модель № 4 была закреплена в экспериментальной установке (рис. 4.33) и испытывается по сокращенной программе.

Особенность этой программы – организация передачи движения в модели не через водило, а через вал 2 центрального колеса.

В испытаниях получена прямолинейная траектория (рис. 4.34) и картина обкатывания мнимой окружности на сателлите с радиусом 2е по геометрическому месту центров скоростей 2-го звена (месту качения) как в планетарном механизме (рис. 4. 35). Подтвержден принцип формирования траектории по геометрическому центру скоростей точек звена.

Получена также запись графиков сигналов момента кручения. Результаты испытаний представлены на рис. 4.36, 4.37.

Рис. 4.34. Траектория поступательной точки в модели Рис. 4.35. Картина обкатывания мнимых окружностей Рис. 4.37. Нагруженное положение сигнала датчика момента Кинематический расчет по теоретическим зависимостям проверялся тахометром с использованием центровой измерительной головки и тангенциального измерительного ролика с диаметром – dТР = 31 мм. Пример установки оборудования показан на рис. 4.38 и 4.39.

Рис. 4.38. Измерение частоты вращения Рис. 4.39. Измерение частоты вращения тангенциальцентровой головкой ным роликом В первом случае, результаты являются прямым замером. Во втором– косвенным, с пересчетом по выражению:

где: dЗК – диаметр измеряемого зубчатого колеса.

Результаты замеров доступных валов даны в таблице 4. % ошибки, средний Записи момента вынесены в таблицу 4.7 для обработки.

Главные параметры процесса изменения крутящего момента на водиле моделей % сходимости перимента Результаты исследования кинематики оценивались визуально по картинам траекторий, записям перемещения и скорости точки точного прямолинейного движения. Кинематические отклонения данных таблиц 4.5 и 4.6 составили 4,4%, что находится в пределах допустимой экспериментальной ошибки при средней точности постановки эксперимента.

1. Экспериментально подтверждено существование мнимой окружности пары качения сателлита по неподвижному центральному колесу, как в планетарном бесшатунном протопите, что подтвердило научную основу разработанной методики синтеза дифференциальных механизмов по заданной кинематике передач.

2. Все исследованные запатентованные модели подтвердили работоспособность и возможность формирования прямолинейной траектории без направляющей, что подтвердило правильность сформированных теоретических условий расчета геометрии звеньев.

3. Установлено, что траектория точной прямой достижима (рис. 4.34), но при появлении ошибки положения точки толкания – или при сборке, или от зазоров в КП – формируется стабильный эллипс (рис. 4.23). Это опровергает первичное мнение, что эта ошибка приведет к гипоциклоиде.

4. Доказано, что при округления числа зубьев замыкающей ступени с изменением их количества относительно расчетного даже на один зуб формируется гипоциклоида с невозвратным нарушением прямой траектории. Это соответствует теоретическим выводам при анализе поведения аналитической модели в условиях отклонений геометрических параметров звеньев Проверка адекватности теоретических расчетов экспериментом показала средние ошибки по моментам на ведущих валах Н, 2 и 3в пределах 11,3 %, а по кинематике – 4,4%, и которая находится в пределах допуска экспериментальной статистики при уровне достоверности результата [0,9], что в совокупности подтверждает правильность аналитических выражений.

5. МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ МЕХАНИЗМОВ НА БАЗЕ

ПРЕДЛОЖЕННЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫХ СХЕМ

обоснование выбора исходных данных для проекта и базовой схемы;

методика расчета чисел зубьев колес по исходным данным;

рекомендации по кинематическому расчету параметров зацеплений;

рекомендации по силовому расчету элементов схемы;

рекомендации по способам уравновешивания механизма;

5.1.Обоснование выбора исходных данных для проекта и базовой схемы Для технологического процесса необходимы следующие исходные параметры из технического задания:

ход поступательно движущегося звена – S мм;

количество поступательно движущихся звеньев – z;

средняя скорость поступательно движущегося звена – Vпз;

частота вращения выходных валов – ni;

технологическое усилие на каждом поступательно движущемся звене или индикаторная диаграмма процесса;

описание назначения машины и условий эксплуатации;

пространственное расположение траектории поступательного движения;

требования к экологичности, безопасности, массогабаритам, надежности и т.д.

Ход поршня в ДВС и насосах или ход ползуна определены по принципу унифицированности конструкций, как и параметры рабочего процесса – давление, силы и скорости – по принципу единообразия рабочих процессов.

Важными факторами проекта являются данные о параметрах потребителей движения. Частоты их вращения определяют, например, частоты вращения коленчатого вала и валов отбора мощности ДВС (ГРМ, насосов, генератора и т.д.).

Как правило, скорость коленвала ДВС в любых нагрузочных режимах соответствует 3000-3500 об/мин. У электродвигателей частота вращения вала зависит от параметров технологического процесса, в котором они используются, и составляет в среднем 1500 об/мин.

Проектирование начинают с выбора схемы дифференциала (рис. 5.1, 5.2, 5.3, 5.4). Исследования показали, что наиболее распространена конструкция, выполненная по схеме № 1. Похожий дифференциал, но с силовым замыканием в поступательных парах (рабочая реакция на стенках цилиндров) и без точного прямолинейного движения без направляющей, применяется в ДВС И.В. Льва и американском ДВС «БОННЕР». Остальные схемы не использовались нигде и их можно рекомендовать для конкретных проектов после специального анализа.

В схемах 2 и 3 возможно использовать несколько сателлитов, что способствует равновесию сил в зацеплениях и применению малого модуля колес, уменьшающего размеры и повышающего плавность работы.

Схема № 3 так же рекомендуется для проектирования компактных приводов для механизмов с большим ходом.

Применение схемы № 4 – вообще частный случай, так как она приводится в движение через центральное колесо 2 или вал замыкающей ступени. Она требовательна к чистоте изготовления и сборки конструкции и к прогибам валов.

Число поступательно движущихся звеньев и их развал важны для решения конструкции в вопросе уравновешивания, положения промежуточных опор водила, компоновки цилиндров. Расположение поступательно движущихся звеньев может быть рядным, V-образным, звездой, оппозитным, угловым и др. (рис. 5.6).

Рис. 5.6. Варианты компоновки бесшатунных ДВС на четыре поршня Лучшим вариантом по результатам исследования главы 4 на уравновешенность, является оппозитное и равно-угловое расположение двухпоршневых модулей, предложенных в главе 4.

После выбора схемы, назначается величина приращения радиуса сателлита, необходимая для дальнейшего расчета чисел зубьев колес основного зацепления и замыкающей ступени. Ее величина зависит от решения конструкции узла – какие приняты подшипники, какой подходит модуль по условиям прочности и др., поэтому ее выбирают предварительно по компоновке, а корректируют по результатам расчета прочности и чисел зубьев колес.

5.2. Методика расчета чисел зубьев колес дифференциальной ступени Экспериментальное исследование стабильности траектории прямой у моделей при округлении чисел зубьев в проекте подтвердило аналитическую картину перерождения прямой в гипоциклоиду даже при разнице в один зуб. Поэтому, разработка методики расчета механизмов с кинематическим принципом организации точного прямолинейного движения имеет сложность в подборе чисел зубьев колес, связанную с соблюдением точности кинематических условий [30]. То есть, числа зубьев колес должны быть подобраны без округления.