Розглянуто кінематичні схеми передач з проміжними тілами кочення, виконаний їх структурний аналіз, порівняльний аналіз технічних характеристик різних конструкцій планетарного редуктора. Обрана схема планетарного редуктора приводу подач бурової коронки.

Анотація наукової статті з механіки і машинобудування, автор наукової роботи - Ефременков Єгор Олексійович


The article introduces kinematic schemes of transmissions with rolling intermediate bodies and separator free transmissions. Their structural analysis was accomplished and more suitable mechanism was determined. Technical data of reducers for drive of feed chisel crown were analyzed. Reducers designed on the base of kinematic schemes were introduced. The design was chosen as the result of the analysis which satisfied more fully the requirements for drive of feed chisel crown of coal getter-loader


Область наук:
  • Механіка і машинобудування
  • Рік видавництва: 2009
    Журнал: Известия Томського політехнічного університету. Інжиніринг ГЕОРЕСУРСИ

    Наукова стаття на тему 'Аналіз кінематичних схем редуктора для приводу подач бурової коронки гірничошахтного комбайна'

    Текст наукової роботи на тему «Аналіз кінематичних схем редуктора для приводу подач бурової коронки гірничошахтного комбайна»

    ?СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

    1. Алімов О.Д., Манжосов В.К., Еремьянц В.Е. Метод розрахунку ударних систем з елементами різної конфігурації. -Фрунзе: Ілім, 1981. - 70 с.

    2. Жуков І.А. Формування пружних хвиль в хвилеводах при ударі по них полукатеноідальнимі бойками: Дис. ... канд. техн. наук. - Томськ, 2005. - 132 с.

    3. Янцен І.О. Вишукування і дослідження систем з гідропневмоударнимі пристроями стосовно створення виконавчих органів машин активної дії: Дис. ... д-ра техн. наук. - Томськ, 1972. - 268 с.

    4. Дерюшева В.Н., Крауіньш П.Я. Модель першого каскаду пнев-могідравліческого ударного механізму // Сучасні техніка і технології: Праці XII Міжнар. науково-практ конф. студентів, аспірантів і молодих вчених. - Томськ, 2006. - Т. 1. - С. 219-221.

    5. Дерюшева В.Н., Крауіньш П.Я. Вплив втрат на формування енергії удару // Сучасні проблеми машинобудування: Праці III Міжнар. науково-технічні. конф. - Томськ, 2006. - С. 160-162.

    6. Дерюшева В.Н., Крауіньш П.Я. Дослідження впливу відхилення корпусу на цикл роботи пневмогідравлічного ударного механізму // Сучасні техніка і технології: Праці XIII Міжнар. науково-практ. конф. студентів, аспірантів і молодих вчених. - Томськ, 2007. - Т. 1. - С. 240-242.

    7. Свєшніков В.К. Верстатні гідроприводи. - М .: Машинобудування, 1995. - 448 с.

    надійшла 29.06.2009г.

    УДК 621.83

    АНАЛІЗ кінематичної схеми редуктора ДЛЯ приводу подачі БУРОВОЇ КОРОНКИ гірничошахтного КОМБАЙНА

    Е.А. Ефременков

    Томський політехнічний університет E-mail: Ця електронна адреса захищена від спам-ботів. Вам потрібно увімкнути JavaScript, щоб побачити її.

    Розглянуто кінематичні схеми передач з проміжними тілами кочення, виконаний їх структурний аналіз, порівняльний аналіз технічних характеристик різних конструкцій планетарного редуктора. Обрана схема планетарного редуктора приводу подач бурової коронки.

    Ключові слова:

    Передачі з проміжними тілами кочення, редуктор блоку подач, кінематична схема, структурний аналіз, ступінь свободи. Key words:

    Transmissions with intermediate solids of revolution, reducer of feeding unit, kinematic scheme, structural analysis, degree of freedom.

    При проектуванні бурових машин для гірничо-шахтних прохідницьких комбайнів виникла проблема зменшення діаметральні габаритів редуктора для приводу подач бурової коронки, металоємності, а також підвищення надійності та ресурсу. В даний час в цьому механізмі використовується двоступенева евольвентної планетарна передача, однак діаметральні габаритні розміри редуктора не влаштовують споживача, оскільки весь механізм не може розміститися у виробці. Ця проблема була позначена одним з машинобудівних підприємств. Існуючий планетарний редуктор має діаметральний розмір 640 мм, осьової - 830 ... 900 мм, передавальне відношення і = 60, вихідний крутний момент 20 кН.м, ресурс роботи редуктора 12 тис. Ч. За завданням замовника необхідно при тому ж передавальному відношенні і моменті забезпечити діаметральний габаритний розмір не більше 400 мм, а ресурс роботи 20 тис. ч.

    Використанням приводних механізмів на базі передач з проміжними тілами кочення

    (ПТК) можна досягти найменших габаритних розмірів механізму. Редуктори на базі передач з ПТК виготовляються рядом фірм м Томська. Однак редуктори, що випускаються підприємствами в даний час, не можуть забезпечити весь комплекс необхідних технічних характеристик. У російській літературі кінематичні схеми передач з ПТК практично не розглянуті [1]. Нещодавно була виконана робота [2], в якій детально розглядалася схема, на основі якої проектуються і виготовляються редуктори томскими фірмами. Тому необхідна розробка нових схем передач з ПТК, здатних забезпечити комплекс необхідних технічних характеристик. Нижче проведемо аналіз кінематичних схем різних передач, що дозволяють знизити діаметральні габаритні розміри механізму.

    Зменшити габаритні розміри з одночасним збільшенням здатності навантаження редуктора можна, використовуючи планетарні передачі з внецентроідним зачепленням [1]. У зазначеній монографії описані в основному цівкові передачі,

    у яких цівки знаходяться або в корпусі, або закріплені на диску, ексцентрично встановленому на валу. Цівочне зачеплення дозволяє значно зменшити габаритні розміри механізму, але здатність навантаження всієї передачі обмежується навантаженням, яка сприймається осями, на яких встановлені цівки.

    Проаналізуємо можливість використання цевочной планетарної передачі без механізму паралельних кривошипів [1], для редуктора блоку подач бурової коронки. З метою забезпечення мінімального діаметральної габариту механізму (не більше 400 мм, осьової габарит не лімітований) доцільно проектувати двоступеневий редуктор. Розглянемо кінематичну схему (рис. 1).

    Визначимо число ступенів свободи одноступінчастого цевочного механізму (перший ступінь по рис. 1) для перевірки правильності складеної кінематичної схеми. Розглянувши тут передачу руху, виконаємо структурний аналіз механізму.

    2

    Мал. 1. Двухступенчатая схема триланкового планетарного цевочного механізму без паралельних кривошипів: Н - водило; 1) колесо з цівками; 2) колесо з внутрішнім циклоїдним профілем; 3) цівки; 4) колесо з зовнішнім циклоїдним профілем; 5) вихідний вал; 6) корпус

    У схемі триланкового планетарного цевочного механізму (рис. 1) рух передається від водила

    Н, яке є вхідним ланкою передачі, диску - 1 з цівками - 3, встановленим на водію через опори кочення. Цівки - 3, відштовхуючись від циклоїдальних профілю центрального колеса - 2, нерухомо встановленого в корпусі, передають рух рухомого центральному колесу - 4, яке є вихідним ланкою механізму.

    Виконаємо структурний аналізу механізму: водило з корпусом з'єднується за допомогою опор кочення, значить кінематична пара Н-2 є одноподвіжной - обертальної (Р5). Далі, кине-

    тичних пара водило-диск (Н-1) також одноподвіжная і також є кінематичною парою V класу (Р5). Осі цівок жорстко встановлені в диску і є однією ланкою, в той час, як самі цівки утворюють з осями, а відповідно і з диском, обертальну кінематичну пару (1-3)

    V класу (Р5). Причому кількість кінематичних пар дорівнює кількості цівок. Крім того, цівки утворюють кінематичні пари IV класу з нерухомим центральним колесом (3-2) і рухомим, вихідним колесом (3-4). Вихідна профільне колесо утворює з корпусом обертальну кінематичну пару V класу (4-2). Таким чином, розглянутий механізм складається з чотирьох рухомих ланок, чотирьох кінематичних пар

    V класу (Р5) і двох IV класу (р4). Розглядаючи механізм, вважаємо, що передача руху здійснюється одним роликом, який одночасно контактує з профілями двох коліс.

    Ступінь рухливості механізму можна визначити за формулою Чебишева, оскільки даний механізм є плоским [1-4],

    W = 3n-2p5-p4 = 2.

    Одна ступінь свободи, є місцевою - обертання цівки (гільзи) щодо своєї осі, отже, розглянутий механізм має одну ступінь свободи при нерухомому одному з центральних коліс. Таким чином, доведено, що вихідна ланка передачі має тільки обертальний рух і додаткових перетворювальних пристроїв не потрібно.

    Грунтуючись на кінематичній схемі (рис. 1) був спроектований редуктор для приводу подач бурової коронки. Редуктор має осьової габаритний розмір 620 ... 700 мм і діаметральний - 400 мм. Ці габаритні розміри відповідають пропонованим вимогам, але при цьому забезпечується ресурс роботи рівний 15 тис. Ч. Нагадаємо, вимога до ресурсу - 20 тис. Ч, хоча існуючий редуктор забезпечував менший ресурс (12 тис. Ч). При конструктивному виконанні розглянутої схеми диск - 1 (рис. 1) перетворюється в широке кільце, і осі цівок размешаются по його торця. Це впливає на діаметральний габаритний розмір редуктора і здатність сприймати значні зусилля в зачепленні.

    Збільшити навантажувальну здатність редуктора можна, зробивши цівки вільними від осей. Так, виключивши осі, зберігши цівки обертальний рух щодо своїх осей і обмеживши поступальний рух уздовж тих же осей, розташувавши їх в обоймі, можна отримати передачу з ПТК. Цівки, які втратили осей, можна зробити повністю з металу і отримати тіло кочення, яке виконує ту ж функцію, але схильне меншим деформацій. Отже, передача з проміжними тілами кочення здатна витримати великі навантаження, залишаючись в тих же габаритних розмірах, що і цевочного передача. У той же час, встановлюючи обойму на опорах, аналогічно

    диску з цівками, і виключаючи її з силової ланцюжка передачі, т. е. залишаючи її вільною від жорсткого з'єднання з іншими ланками передачі, отримуємо передачу з ПТК і вільної обоймою.

    У Томському політехнічному університеті було розроблено кілька схем передач з ПТК і вільної обоймою [5-7]. На основі цих схем можна спроектувати високонавантажених компактний редуктор для приводу подач бурової коронки. Розглянемо далі два варіанти кінематичної схеми редуктора приводу подач з використанням різних компоновок передачі з ПТК і вільної обоймою.

    Перший варіант - схема чотириланкова планетарного механізму з ПТК і вільної обоймою. На рис. 2 представлена ​​двоступенева схема редуктора з проміжними тілами кочення і вільної обоймою, для забезпечення діаметральної габаритного розміру.

    Рух в редукторі передається від водила Н, яке є вхідним ланкою передачі і має два коліна, диску або профільного колесу - 1 (в різних компоновках може бути використано одне або інше), яке передає рух на тіла кочення - 5. У свою чергу тіла кочення -5, потрапляючи в клин між диском / колесом - 1 і профілем нерухомого центрального колеса - 3, починають обкатуватися за профілем останнього, змушуючи обертатися сепаратор - 2, і повідомляють обертальний рух диску / колесу - 1. Ланка -

    1, що є вихідним ланкою передачі, пов'язане з вихідним валом редуктора - 4 через механізм паралельних кривошипів - 6, який забезпечує обертальний рух вихідного вала редуктора.

    Розглянемо структуру першого ступеня механізму. Водило Н з корпусом - 3 утворюють обертальну кінематичну пару п'ятого класу (Н-3 - Р5). Також водило Н утворює кінематичні пари з сепаратором - 2 і диском / колесом - 1, обидві ці пари також обертальні: Н-1 -р5; Н-2 -рь. Роликове тіло кочення - 5 утворює кінематичну пару четвертого класу з диском / колесом - 1 і нерухомим колесом: 1-5 - р4; 5-3 - р4. Крім того, тіло кочення утворює кінематичну пару п'ятого класу (обертальну) з сепаратором, 2-5 - Р5. Тіло кочення знаходиться в пазу сепаратора, воно не прикріплено до сепаратора, але обертається разом з ним і має можливість обертатися щодо своєї осі. Таким чином, кінематика, зображена на схемі (рис. 2), справедлива для тіла кочення. Кривошип 6 має дві обертальні кінематичні пари з диском / колесом - 1 і вихідним валом - 4: 1-6 - Р5; 6-4 - Р5. Вихідний вал - 4 утворює з корпусом обертальну кінематичну пару п'ятого класу 4-3 - Р5.

    Визначимо ступінь рухливості передачі з ПТК без механізму паралельних кривошипів (рис. 2, перша ступінь). Число рухомих ланок одно п = 4; кінематичних пар п'ятого класу -

    Р5 = 4; кінематичних пар четвертого класу -р4 = 2, тоді

    W = 3n-2p5-p4 = 2.

    3 6

    Мал. 2. Двухступенчатая схема чотириланкова планетарного механізму з ПТК: Н - водило; 1) колесо з зовнішнім циклоїдним профілем (кулачок); 2) обойма (сепаратор); 3) колесо з внутрішнім циклоїдним профілем (вінець); 4) диск вихідного вала; 5) проміжні тіла кочення; 6) механізм паралельних кривошипів; 7) вихідний вал; 8) корпус

    Тут, аналогічно попередньому випадку, має місце локальна ступінь свободи, - це обертання тіла кочення щодо своєї осі. Віднімаючи її, отримуємо у даного механізму одну ступінь рухливості W = 1. Однак, треба врахувати що вихідна ланка буде здійснювати планетарний рух, оскільки саме знаходиться на ексцентрики і обертається щодо своєї осі і осі передачі. Тому необхідний додатковий перетворює механізм.

    Розглянемо механізм в цілому (перший ступінь по рис. 2), ми отримаємо той же результат. Дійсно - в цьому випадку число рухомих ланок -п = 6, Р5 = 7; р4 = 2, тоді

    W = 3 • 6-2 • 7-2 = 2.

    Як бачимо, має місце та ж місцева ступінь рухливості тіла кочення, а механізм в цілому забезпечує тільки обертальний рух вихідного вала редуктора.

    Редуктор, спроектований по даній кінематичній схемі (рис. 2), має габаритні розміри: довжина - 900 ... 1000 мм, діаметр - 455 мм і забезпечує ресурс 20 тис. Ч. Т. о. необхідний ресурс забезпечений, але діаметральний розмір перевищено. Зросли не тільки діаметральний, а й осьової габарити; причому осьової габарит виріс і в порівнянні з прототипом. Незважаючи на перевищення осьового габариту металоємність вироби знижується. Наприклад, обсяг займаний прототипом (Евола вентним планетарним редуктором) - приблизно 290 л, а об'єм редуктора за схемою 2 - менше 150 л.

    Розглянутий механізм перевищує необхідний діаметральний розмір більш ніж на 50 мм. Аналіз можливості зниження діаметра редуктора за даною схемою показав неможливість реалізації редуктора за даною схемою з меншим габаритним розміром при необхідних силових характеристиках. Збільшення габаритного розміру сталося через застосування механізму паралельних кривошипів, реалізованого за схемою (рис. 2, поз. 6) конструктивно показаний на рис. 3. Слід сказати, що збільшення осьового розміру сталося з тієї ж причини. Показана на рис. 3 конструкція паралельних кривошипів обрана для зниження тертя ковзання в редукторі.

    корпусом 5 і обоймою 6 обертальні кінематичні пари п'ятого класу: Н-5 - Р5; Н-6 - Р5. Крім того водило додатково утворює такі ж пари з блоком профільних коліс - 1 і додатковим сепаратором 9: Н-1 -р5; Н-9 -р5. Блок профільних коліс - 1 утворює кінематичні пари четвертого класу з кожним тілом кочення з двох груп - 4 і 7. Причому колесо - 2 блоки 1 кінематично пов'язано з першою групою тіл кочення - 4 (2-4 - р4), а колесо - 3 - з другої (3-7 - р4). Далі тіла кочення - 4 утворюють з профілем нерухомого центрального колеса 5 кінематичну пару четвертого класу, а тіла кочення - 7 аналогічну пару з рухомим колесом - 8: (4-5 - р4, 7-8 - р4). Тіла кочення утворюють обертальну кінематичну пару п'ятого класу, кожна зі своїм сепаратором: 4-6 -р5, 7-9 - Р5. Оскільки рухливе центральне колесо - 8 жорстко пов'язано з вихідним валом редуктора, то вони розглядаються як єдине ланка, яке утворює з корпусом обертальну кінематичну пару п'ятого класу: 8-5 - Р5.

    4

    5

    8

    Мал. 3. Конструкція механізму паралельних кривошипів

    Таких кривошипів на торці диска вихідного вала редуктора розташовується чотири (застосування п'яти і більше, очевидно, призведе до ще більшого збільшення діаметральної габариту, т. К. Необхідно буде збільшити радіус, на якому вони будуть розташовані).

    Другий варіант - кінематична схема диференціального редуктора з ПТК і вільної обоймою (рис. 4) з метою досягнення прийнятного діаметральної габаритного розмірів, необхідного ресурсу і надійності.

    Дана схема працює наступним чином: рух передається від водила Н на блок профільних коліс - 1, що складається з двох коліс з циклоїдальних профілями - 2 і 3. Профільне колесо - 2 вводить першу групу тіл кочення - 4 в клин між своїм профілем і профілем нерухомого центрального колеса - 5, при цьому тіла кочення - 4 обкатуються за профілем останнього і повідомляють обертальний рух обоймі-сепаратора - 6 і блоку профільних коліс - 1 через колесо - 2. Таким чином, блок профільних коліс (через колесо - 3) передає рух другої групи тіл кочення - 7, які передають обертання рухомого центральному профільному колесу -8, яке жорстко пов'язане з вихідним валом редуктора.

    Проведемо структурний аналіз даної схеми. Як і в попередньому випадку, водило Н утворює з

    Рис 4. Кінематична схема диференціального редуктора з ПТК і вільної обоймою: Н - водило; 1) блок профільних коліс; 2) перший зовнішній циклоїдальний профіль; 3) другий зовнішній циклоїдальний профіль; 4) перша група тіл кочення; 5) нерухоме колесо з внутрішнім циклоїдним профілем (вінець нерухомий, корпус); 6) перша обойма-сепаратор; 7) друга група тіл кочення; 8) ведене колесо з внутрішнім циклоїдним профілем (вінець вихідний); 9) друга обойма-сепаратор

    Розрахуємо ступінь рухливості механізму по даній схемі (рис. 4). Тут число рухомих ланок одно п = 7, кінематичних пар п'ятого класу - Р5 = 7; кінематичних пар четвертого класу - р4 = 4, тоді

    W = 3 • 7-2 • 7-4 = 3.

    Дві з вийшов трьох ступенів рухливості відносяться до місцевих - обертання роликів від-

    носительно своїх осей, на відміну від попередньої схеми маємо дві групи роликів. Таким чином, розглянута кінематична схема має одну ступінь рухливості і не вимагає додаткового механізму перетворення рухів в порівнянні з попередньою (рис. 2).

    За розглянутій схемі (рис. 4), був спроектований редуктор, осьової габаритний розмір якого до 550 ... 600 мм, діаметральний габаритний розмір до 400 мм. Даний механізм, як і попередній редуктори, розрахований на ресурс 20 тис. Ч. Редуктор може бути використаний в приводі подач бурової коронки. Коефіцієнт корисної дії редуктора, спроектованого за схемою (рис. 4), може бути нижче, ніж у попередніх схем, т. К. Він реалізований за аналогією зі схемою 2К-Н [3]. Однак необхідну передавальне число ^ = 60) для даної схеми є середнім з діапазону рекомендованих [3], тому редуктор може бути реалізований з досить високим значенням ККД (орієнтовно не нижче 0,8).

    СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ

    1. Шанніков В.М. Планетарні редуктори з внецентроідним зачепленням. - Л .: МАШІЗ, 1948. - 172 с.

    2. Єршов Ю.В. Аналіз і синтез планетарних передач К-Н ^ з проміжними тілами кочення: Дис. ... канд. техн. наук. -Новочеркасск, 2007. - 242 с.

    3. Кудрявцев В.Н. Планетарні передачі. - Л .: Машинобудування, 1966. - 308 с.

    4. Теорія механізмів і машин / Под ред. К.В. Фролова. - М .: Вища школа, 1987. - 496 с.

    5. Пат. 2319051 РФ. МПК8 F16H 1/00, 25/06. Передача з проміжними ланками / Е.А. Ефременков, Ан І-Кан, Е.Н. Панкратов. Заявлено 27.07.2006; Опубл. 10.03.08, Бюл. № 7. - 6 с .: іл.

    Дослідження, проведені раніше [8], показали досить високу експериментально певне значення ККД механізму (п = 0,844), виконаного за розглянутою схемою, при більш високому передавальному відношенні ^ = 253). Це досягається за рахунок застосування ПТК, що дозволяє знизити втрати на тертя в зачепленні передачі.

    висновки

    Запропоновано нові кінематичні схеми передач з проміжними тілами кочення і вільної обоймою, виконаний їх структурний аналіз. Спроектовані конструкції редуктора приводу подач бурової коронки гірничошахтного комбайна. Показано, що серед розглянутих конструкцій планетарних передач найкращим за технічними характеристиками (компактність і металлосбере-ються, надійність, термін служби) є редуктор, спроектований на базі диференціальної передачі з проміжними тілами кочення і вільної обоймою.

    6. Пат. 2323378 РФ. МПК8 F16H 1/32, 25/06. Передача з проміжними роликовими ланками / Е.А. Ефременков, К.Г. Ши-бінской, А.К. Мартинов. Заявлено 17.04.2006; опубл.

    27.04.08, Бюл. № 12. - 3 с .: іл.

    7. Пат. 2327068 РФ. МПК8 F16H 1/00, 25/06. Передача з вільною обоймою / Е.А. Ефременков, К.Г. Шибінський, А.К. Мартинов, С.В. Хлист, А.Г. Іванов. Заявлено 16.10.2006; опубл.

    20.06.08, Бюл. № 17. - 3 с .: іл.

    8. Ефременков Е.А. Розробка методів і засобів підвищення ефективності передач з проміжними тілами кочення: Дис. ... канд. техн. наук. - Томськ, 2002. - 126 с.

    надійшла 08.04.2009г.


    Ключові слова: передачі з проміжними тілами кочення / редуктор блоку подач / кінематична схема / структурний аналіз / ступінь свободи / transmissions with intermediate solids of revolution / reducer of feeding unit / kinematic scheme / structural analysis / degree of freedom

    Завантажити оригінал статті:

    Завантажити