Зубчатые вариаторы - Алматинский университет энергетики и
advertisement
ЗУБЧАТЫЕ ВАРИАТОРЫ Реферат Монография. 96 с., 1 ч., 32 рисунка, 58 источников. Объектом исследования является зубчатый вариатор - зубчатый механизм с переменным передаточным отношением. Зубчатый вариатор представляет собой механизм принципиально нового типа, неизвестного в теории механизмов и машин. Зубчатый вариатор имеет две степени свободы, только один вход и обладает свойством силовой адаптации. Цель работы – представить простейшее доказательство феномена зубчатого вариатора, разработать теорию зубчатого вариатора, содержащую структурный, кинематический и силовой анализ и разработать основы синтеза зубчатых вариаторов. Метод исследования основан на использовании научного открытия «Эффект силовой адаптации в механике». Согласно открытию подвижный замкнутый контур в кинематической цепи с двумя степенями свободы накладывает связь на движение звеньев. Кинематическая цепь приобретает определимость при наличии только одного входного звена и свойство адаптации к переменной нагрузке. Исследование использует классический подход, основанный на отсутствии трения в кинематических парах (связи являются идеальными). В работе получены следующие результаты: Доказано, что кинематическая цепь с двумя степенями свободы, содержащая подвижный замкнутый контур, представляет собой бесступенчатый зубчатый саморегулирующийся механизм (адаптивный зубчатый вариатор), полностью адекватный к переменной нагрузке. Разработана теория принципиально нового вида механизмов с двумя степенями свободы – адаптивных зубчатых вариаторов. Эта теория является инструментом анализа и синтеза зубчатых механизмов с переменным передаточным отношением. Адаптивные зубчатые вариаторы способны решить проблему создания коробок передач и высокоэффективных приводов с переменным передаточным отношением во всех отраслях машиностроения. СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ …………………………………………………...………….........3 1 ОСНОВНЫЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ПРЕДПОСЫЛКИ …………………….8 2 ВЫБОР СХЕМЫ АДАПТИВНОГО ЗУБЧАТОГО ВАРИАТОРА……..10 2.1 Описание адаптивного зубчатого вариатора……………………………10 2.2 Структура адаптивного зубчатого вариатора…………………………...10 3 АНАЛИЗ АДАПТИВНОГО ЗУБЧАТОГО ВАРИАТОРА …………..…12 3.1 Кинематический анализ зубчатого вариатора…………………………12 3.2 Силовой анализ зубчатого вариатора. Эффект силовой адаптации…14 3.3 Примеры кинематического и силового анализа ………………….…..20 3.4 Режимы работы адаптивного зубчатого вариатора………..…….……..24 3.5 Силовой анализ зубчатого вариатора с одной степенью свободы…..26 4 СИНТЕЗ АДАПТИВНОГО ЗУБЧАТОГО ВАРИАТОРА.……………..28 4.1 Диапазон передаточных отношений зубчатого вариатора……………28 4.2 Коэффициент полезного действия зубчатого вариатора…………….30 4.3 Решение задачи синтеза зубчатого вариатора………………………...33 4.4 Пример решения задачи синтеза……………………….……………….34 4.5 Алгоритм синтеза зубчатого вариатора………….………………..….35 5 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ПРОВЕРКА СИЛОВОЙ АДАПТАЦИИ… 37 6 СИНТЕЗ АДАПТИВНОГО ЗУБЧАТОГО МНОГОРЯДНОГО ПЛАНЕТАРНОГО ВАРИАТОРА………………………………………………..40 6.1 Синтез вариатора с расширенным диапазоном передаточных отношений ……………………..…………………………………..…....…………41 6.2 Синтез зубчатого вариатора с задним ходом……..…………………..46 6.3 Алгоритм синтеза зубчатого многорядного вариатора....…………..48 7 ЗУБЧАТЫЕ ВАРИАТОРНЫЕ ПРИВОДЫ ……………………………..50 8 ПРАКТИЧЕСКАЯ РЕАЛИЗАЦИЯ РАЗРАБОТАННОЙ ТЕОРИИ .…..82 ЗАКЛЮЧЕНИЕ……………………………………………………………….87 ЛИТЕРАТУРА……………………………………………..……………........89 1 ТЕРМИНЫ И ОБОЗНАЧЕНИЯ Зубчатый вариатор – зубчатый механизм с переменным передаточным отношением. Зубчатый адаптивный вариатор – зубчатый замкнутый дифференциальный механизм с двумя степенями свободы и одним входом, обладающий свойством силовой адаптации. Силовая адаптация – свойство механизма, содержащего замкнутый контур, самостоятельно приспосабливаться к нагрузке путем изменения скорости движения рабочего органа. Замкнутый контур – кинематическая цепь, в которой подвижные звенья последовательно связаны между собой. H - водило h - плечо силы M - момент F - сила N - мощность m - модуль зубчатого зацепления n - число звеньев V - линейная скорость W - число степеней свободы p 5 - число кинематических пар 5-го класса p 4 - число кинематических пар 4-го класса R - реакция p - мгновенный центр вращения u - передаточное отношение r - радиус звена z - число зубьев колеса - масштаб - угловая скорость - угловое ускорение 2 ВВЕДЕНИЕ Зубчатый вариатор – это зубчатый механизм с переменным передаточным отношением. Зубчатый вариатор является перспективой создания коробок передач. В настоящее время в качестве автоматических коробок передач автомобиля используются две разновидности агрегатов с переменным передаточным отношением: автомат и вариатор. Автомат – это многоступенчатый зубчатый механизм с устройством переключения ступеней и гидравлической муфтой. Вариатор – это фрикционный механизм с бесступенчатым регулированием передаточного отношения. В настоящее время существуют только фрикционные вариаторы (клиноременные, тороидные). Мечта конструкторов – зубчатый вариатор с постоянным зацеплением зубчатых колес. Зубчатый вариатор в отличие от фрикционного вариатора способен обеспечить надежную передачу усилия и высокий кпд. В существующих агрегатах переменное передаточное отношение создается с помощью дифференциальной связи. Дифференциальная связь представляет собой уравнение взаимосвязи параметров, которое включает помимо геометрических параметров относительные скорости движения. В автомате дифференциальная связь обеспечивается гидравликой, в вариаторе – трением. Такая связь приводит к потерям энергии и снижению кпд. Зубчатый вариатор с постоянным зацеплением зубчатых колес в обычном представлении не может иметь дифференциальной связи. Для создания зубчатого вариатора необходимо использовать принципиально новый подход к конструированию механизма. Принципиально новый подход к конструированию вариатора был найден интуитивно при анализе зубчатого дифференциального механизма. Как известно дифференциальный механизм может раскладывать движение входного звена на два независимых выходных движения двух выходных звеньев. Если выходные звенья двух дифференциалов объединить, то получится механизм с одним входным звеном и одним выходным звеном, которое должно двигаться независимо. Но такой механизм будет иметь две степени свободы, а по законам механики он окажется неработоспособным [1, 2]. Однако теоретическое описание закономерностей взаимосвязи параметров планетарного механизма с двумя степенями свободы, полученного указанным способом, привело к совершенно неожиданному результату – механизм имел определенность движения! Было доказано, что независимость движения выходного звена и определимость кинематической цепи с двумя степенями свободы может иметь место только в рассмотренном случае, когда объединение двух дифференциалов образует промежуточный подвижный замкнутый контур, соединяющий входное и выходное звенья [3 – 3 6]. Последующие многочисленные теоретические разработки привели к описанию принципиально нового явления, которое было названо «Эффект силовой адаптации в механике» [7 - 10]. На основе найденных закономерностей были разработаны патенты Казахстана, России и Германии с описанием принципиально новых зубчатых механизмов [11 - 20]. Теоретическое обоснование для создания адаптивных зубчатых механизмов разработано в работах Иванова К.С. [9 , 10, 21 - 23]. Было доказано, что кинематическая цепь с двумя степенями свободы, содержащая подвижный замкнутый контур, обладает принципиально новым свойством. Найденное неизвестное ранее явление явилось научным открытием и получило название «Эффект силовой адаптации в механике». Согласно этому открытию кинематическая цепь с двумя степенями свободы и одним входом, содержащая замкнутый контур, под действием переменной выходной нагрузки самостоятельно изменяет выходную скорость движения. Такая кинематическая цепь была названа адаптивным механизмом. В дальнейшем были выполнены экспериментальные исследования, подтвердившие наличие эффекта силовой адаптации в механизме с двумя степенями свободы и одним входом [24, 25]. Адаптивный вариатор с постоянным зацеплением зубчатых колес позволяет передавать движение от двигателя постоянной мощности на выходной рабочий орган со скоростью, обратно пропорциональной технологической нагрузке. Открытие эффекта силовой адаптации позволило найти принципиально новые закономерности взаимодействия силовых и кинематических параметров кинематической цепи с двумя степенями свободы. Эти закономерности определяют кинематику и динамику адаптивного вариатора, позволяют выполнить его анализ и синтез [26 – 34]. Принципиально новая особенность адаптивного зубчатого вариатора состоит в том, что он в отличие от фрикционного вариатора работает самостоятельно без системы управления. Переменная внешняя нагрузка сама управляет выходной скоростью вариатора. Такой способ регулирования передаточного отношения можно было бы назвать самонастройкой, а адаптивный вариатор можно считать самонастраивающимся к переменной нагрузке механизмом. Зубчатый вариатор имеет фантастические преимущества и перед фрикционным вариатором и перед автоматом. Главные преимущества зубчатого вариатора: 1. Беспрецедентная простота конструкции. 2. Полная адекватность технологии работы. 3. Отсутствие системы управления. 4. Высочайшая надежность и долговечность. 4 Сопоставление конструкций коробки-автомата, фрикционного вариатора и зубчатого вариатора представлено на рис. 1, 2, 3, 4. Рис. 1. Коробка передач автомат Mercedes-Benz Рис. 2. Фрикционный вариатор Multitronic 5 Рис. 3. Зубчатый вариатор Рис. 4. Зубчатый вариатор (детали) Закономерности силовой адаптации позволили создать принципиально новые схемы зубчатых адаптивных механизмов – зубчатых вариаторов. Особенно удачно простота и технологическая эффективность адаптивных зубчатых вариаторов может быть использована в приводах манипуляторов [35 – 37], в приводах ветровых установок [35 – 41], в вибрационных приводах машин, работающих в экстремальных условиях [42 – 48] и других. Дальнейшее развитие теории адаптивных вариаторов было отражено в работах [49 – 58]. На фоне продолжающегося совершенствования громоздких конструкций автомата и вариатора, созданных на отживших принципах использования «жесткой» механики с одной степенью свободы, прогрессивные схемы и преимущества зубчатого двух подвижного вариатора кажутся просто фантастическими, неправдоподобными. 6 Поэтому многочисленные публикации в прогрессивной мировой прессе об адаптивных зубчатых вариаторах с двумя степенями свободы остаются вне поля зрения практических разработчиков современных коробок передач. Использование устаревшей концепции создания автоматических коробок передач приводит к появлению все новых и новых усовершенствований изживших себя конструкций, к дальнейшему их усложнению, к всемерному использованию компьютерной техники для устранения врожденных дефектов морально устаревшей концепции и в конечном итоге к снижению надежности и повышению стоимости коробок передач. Уже сейчас стоимость коробки передач (всего лишь передаточного механизма) сопоставима со стоимостью сложнейшего агрегата – двигателя. Цель настоящей работы состоит в том, чтобы представить краткую теорию зубчатого вариатора на основе законов механики и общепринятых методик структурного, кинематического и динамического анализа механизмов, пригодную для практической разработки прогрессивных высокоэффективных коробок передач нового поколения. 7 1 ОСНОВНЫЕ ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ПРЕДПОСЫЛКИ Объектом исследования является зубчатый механизм с двумя степенями свободы. В теоретической механике условие определимости механической системы используется: число степеней свободы должно быть равно числу обобщенных координат [1]. Согласно этому условию в теории механизмов и машин используется концепция построения плоских механизмов по принципу Ассура [2]. По этой концепции механизм содержит начальное (входное) звено со стойкой и присоединенные структурные группы Ассура с нулевой подвижностью. Число начальных (или входных) звеньев механизма должно быть равно числу степеней свободы. Рассматриваемый механизм с двумя степенями свободы содержит два начальных звена и размещенную между ними структурную группу в виде замкнутого контура. Ранее выполненные исследования показали, что структурная группа в виде замкнутого четырехзвенного контура накладывает дополнительную связь на движение звеньев в виде связи сил и скоростей начальных звеньев [3, 4]. Это приводит к определимости кинематической цепи с двумя степенями свободы при наличии только одного начального звена (входного звена). Указанная дополнительная связь является дифференциальной связью. В отличие от обычной геометрической связи, которая определяет связь геометрических параметров, дифференциальная связь содержит также и скорости [1]. Основное отличие дифференциальной связи от геометрической состоит в отсутствии жесткой связи между звеньями, что обеспечивает их относительное движение и позволяет получить переменное передаточное отношение. В современных коробках передач применяется дифференциальная связь с использованием гидравлики в автомате или трения в вариаторе. Такая дифференциальная связь функционально по принципу действия создает потери энергии. Кроме того, эта дифференциальная связь требует использования системы управления. В рассматриваемом зубчатом механизме используется принципиально новая дифференциальная связь, которая ранее никогда не рассматривалась и не использовалась. Эта дифференциальная связь создается подвижным замкнутым контуром с идеальными кинематическими парами, которые не имеют потерь на трение [3, 4]. Принципиально новая дифференциальная связь аналитически представляет собой уравнение взаимосвязи силовых и кинематических параметров, то есть является силовой дифференциальной связью. Новая силовая дифференциальная связь практически создает новый эффект - силовую адаптацию к внешней нагрузке путем изменения скорости. Силовая 8 дифференциальная связь по принципу действия замкнутого контура с идеальными кинематическими парами не создает функциональных потерь энергии. Силовая дифференциальная связь самостоятельно по принципу действия обеспечивает силовую адаптацию и поэтому работает автономно без какой-либо системы управления. Таким образом, кинематическая цепь с двумя степенями свободы, содержащая входное звено, структурную группу в виде замкнутого контура и выходное звено, является адаптивным механизмом, реализующим эффект силовой адаптации, работающим без функциональных потерь энергии и без использования любой системы управления. Эффект силовой адаптации представляет собой простое и вместе с тем чрезвычайно важное свойство механической системы – при постоянной входной мощности на входном звене выходное звено движется со скоростью, обратно пропорциональной нагрузке. Для представления теории адаптивного зубчатого вариатора в форме, удобной для практического применения, необходимо: представить в простейшем виде доказательство эффекта силовой адаптации, создать и проанализировать различные структурные схемы адаптивных вариаторов, исследовать взаимодействие параметров, определить условия работоспособности вариаторов, выполнить кинематический и силовой анализ вариаторов по разработанным закономерностям и разработать алгоритмы решения задач анализа и синтеза вариаторов. Реализация эффекта силовой адаптации может быть выполнена зубчатыми кинематическими цепями с двумя степенями свободы различных видов. 9 2 ВЫБОР СХЕМЫ АДАПТИВНОГО ЗУБЧАТОГО ВАРИАТОРА 2.1 Описание адаптивного зубчатого вариатора В настоящее время выполнены научные исследования адаптивных вариаторов, которые обеспечивают самонастройку к внешней нагрузке [5 – 12]. Адаптивный передаточный механизм обеспечивает передачу движения от двигателя постоянной мощности на рабочий орган со скоростью, обратно пропорциональной нагрузке. Адаптивный механизм обладает свойством механической адаптации. Механическая адаптация - это способность механизма самостоятельно без какой-либо системы управления приспосабливаться к переменной технологической нагрузке за счет изменения скорости. Функциональная сущность адаптивного вариатора – это обеспечение оптимального переменного передаточного отношения при постоянной мощности двигателя. Эта функция принципиально отличается от функции коробки передач, имеющей несколько ступеней, так как при использовании ступенчатой коробки передач на каждой ступени необходимо изменять мощность двигателя для достижения оптимального результата при передаче энергии. В отличие от ступенчатой коробки передач адаптивный передаточный вариатор обеспечивает принципиально новое явление в технике – самонастройку к переменной технологической нагрузке при постоянной мощности двигателя без использования системы управления. Адаптивный передаточный механизм принципиально отличается от ступенчатой коробки передач отсутствием системы управления. Таким образом, адаптивный вариатор можно считать самонастраивающимся к переменной нагрузке механизмом. Адаптивный зубчатый вариатор имеет вид замкнутого зубчатого дифференциала с двумя степенями свободы (рисунок 2.1). Он содержит стойку 0, водило H 1 , замкнутый четырехзвенный контур из зубчатых колес 1, 2, 3, 6, 5, 4 и водило H 2 . Солнечные колеса 1, 4 объединены в блок колес 1-4. Эпициклические колеса 3, 6 объединены в блок колес 3-6. Кинематическая цепь имеет два внешних звена (водила H 1 и H 2 ), которые соединены структурной группой с нулевой подвижностью 1-2-3-6-5-4. Эта структурная группа представляет собой замкнутый четырехзвенный контур. 2.2 Структура адаптивного зубчатого вариатора Структура адаптивного зубчатого вариатора принципиально отличается от структуры многоступенчатого передаточного механизма. Кинематическая цепь адаптивного зубчатого вариатора имеет две степени свободы и только одно 10 входное звено (водило H 1 ). Зубчатый вариатор с двумя степенями свободы имеет два внешних звена (водила H 1 и H 2 ) и размещенную между ними структурную группу Ассура с нулевой подвижностью. Эта структурная группа представляет собой замкнутый четырехзвенный контур из зубчатых колес 1-23-6-5-4. 3 2 С 6 E B D H1 0 A 5 K H2 1 G 4 A A Рис. 2.1. Адаптивный зубчатый вариатор с двумя степенями свободы Число степеней свободы кинематической цепи определяем по формуле Чебышева W 3n 2 p5 p4 3 6 2 6 4 2 , где n - число подвижных звеньев, p5 - число кинематических пар пятого класса, p4 - число кинематических пар четвертого класса. Как было доказано [5], замкнутый четырехзвенный контур накладывает дополнительное условие связи на движение кинематической цепи с двумя степенями свободы и обеспечивает определимость движения при наличии только одного входного звена. 11 3 АНАЛИЗ АДАПТИВНОГО ЗУБЧАТОГО ВАРИАТОРА 3.1 Кинематический анализ зубчатого вариатора Зубчатый адаптивный вариатор представляет собой кинематическую цепь с двумя степенями свободы. Поэтому кинематический анализ адаптивного вариатора состоит в определении скоростей всех точек и звеньев вариатора по заданным угловым скоростям двух внешних звеньев (водил H 1 и H 2 ). Удобно выполнять кинематический анализ адаптивного вариатора с помощью плана линейных скоростей (рисунок 3. 1). На плане линейных скоростей представлены линейные скорости Vi точек вариатора в виде горизонтальных линий и угловые скорости звеньев i Vi i ri , где ri - в виде наклонных линий. Здесь - радиус звена. Необходимо учесть угловые скорости 1 4 , 3 6 в блоках колес 1-4 и 3-6. Будем определять угловые скорости i колес через заданные угловые скорости H 1 , H 2 внешних звеньев (водил H 1 и H 2 ) и передаточные отношения u при остановленных водилах. Передаточные отношения u будем определять через числа зубьев колес zi i 1, 2, ... 6 . Взаимосвязь угловых скоростей вариатора определяется формулами 1 H1 u 13( H 1) , 3 H1 1 H 2 u 46( H 2 ) , 3 H 2 (3.1) (3.2) где u13( H 1) z3 / z1 , u46( H 2) z6 / z 4 . Из (3.1) 1 u13( H 1) (3 H 1 ) H 1 . (3.3) 1 u46( H 2) (3 H 2 ) H 2 . (3.4) Из (3.2) Вычтем (3.4) из (3.3), получим u13( H 1) (3 H 1 ) H 1 u46( H 2) (3 H 2 ) H 2 0 . Отсюда (u13( H 1) u46( H 2) )3 u13( H 1)H 1 u46( H 2)H 2 H 2 H 1 , откуда 3 H 2 (1 u 46( H 2 ) ) H 1 (1 u13( H 1) ) u13( H 1) u 46( H 2 ) . (3.5) Формулы (3.5) и (3.4) определяют последовательность действий по определению угловых скоростей 3 , 1 звеньев механизма. Угловая скорость сателлита 2 определяется из условия 12 2 H 1 ( H 1) u23 , 3 H 1 (3.6) ( H 1) где u23 z3 / z2 . Отсюда ( H 1) 2 u23 (3 H 1 ) H 1 . (3.7) P5 ω5 3 2 P2 С С E B 6 E B D H1 0 A 5 D K K H2 1 G A VH1 ω2 V1 VH2 ω3 ω1 G 4 V3 V6 A V4 A Рис. 3.1. Зубчатый вариатор с двумя степенями свободы и план его линейных скоростей Угловая скорость сателлита 5 определяется из условия 5 H 2 ( H 2) u56 , 3 H 2 (3.8) ( H 2) z6 / z5 . Отсюда где u56 5 u56( H 2) (3 H 2 ) H 2 . (3.9) При движении с двумя степенями свободы угловые скорости звеньев будут разными. 13 Следует отметить, что при отсутствии подвижности внутри контура кинематическая цепь будет двигаться в состоянии с одной степенью свободы. В этом случае угловые скорости всех звеньев одинаковы. Линейные скорости определяются через известные угловые скорости и радиусы колес по формуле Vi i ri . Перед определением линейных скоростей следует отметить важнейшую особенность кинематики замкнутого контура, которую определяет следующая лемма. Лемма о кинематике замкнутого контура: линейная скорость точки контакта сателлита и центрального колеса может быть выражена как через угловую скорость сателлита, так и через угловую скорость колеса, вращающегося вокруг центральной оси механизма. Доказательство леммы о кинематике замкнутого контура основано на следующем положении. Каждая контактная точка механизма имеет вектор линейной скорости и вращается с одной стороны вокруг мгновенного центра скоростей сателлита с угловой скоростью сателлита, а с другой стороны – вокруг центральной оси механизма с угловой скоростью звена, контактирующего с этим сателлитом. Следовательно, лемма о кинематике замкнутого контура приводит к следующим аналитическим выражениям. Аналитические выражения леммы о кинематике замкнутого контура: V1 VD 2 P2 D 1r1 , V3 VC 2 P2C 3 r3 , V4 VG 5 P5 D 1r4 , V6 VE 5 P5 E 3 r6 , VH 1 VB 2 P2 B H 1rH 1 , VH 2 VK 5 P5 K H 2 rH 2 . Таким образом, все кинематические параметры определены, и весь вариатор имеет кинематическую определимость. 3.2 Силовой анализ зубчатого вариатора. Эффект силовой адаптации Силовой анализ адаптивного зубчатого вариатора как механизма с двумя степенями свободы, но только с одним входом, может быть выполнен на основе доказательства наличия некоторой дополнительной связи в рассматриваемом механизме с замкнутым контуром. В ранее выполненных исследованиях [5, 6] было доказано, что замкнутый контур накладывает дополнительную связь на движение звеньев и приводит к определимости движения кинематической цепи с двумя степенями свободы при наличии только одного входа. 14 Если такая закономерность действительно имеет место, то она должна проявиться также и при выполнении силового анализа обычного механизма, содержащего замкнутый контур. Обычный механизм – это механизм с двумя входными звеньями. Задача силового анализа обычного механизма соответствует общепринятой постановке. Постановка задачи силового анализа механизма с двумя степенями свободы (рис. 3.1) и с двумя входами такова: по заданным внешним силам определить реакции в кинематических парах и обобщенные внешние силы FH 1 и FH 2 ( или моменты M H 1 FH 1rH 1 и M H 2 FH 2 rH 2 ) на двух входных водилах H1 и H 2 . Примем некоторое допущение. Будем считать, что на промежуточную структурную группу Ассура активные силы не действуют (силами тяжести звеньев и силами инерции звеньев пренебрегаем из-за их малости по сравнению с силами на внешних водилах). Силовой анализ следует начать с рассмотрения структурной группы 1-2-36-5-4 в виде четырехзвенного замкнутого контура, состоящего из зубчатых колес. Структурная группа содержит блок солнечных колес 1-4, сателлит 2, блок эпициклических колес 3-6 и сателлит 5. Такая структурная группа ранее никогда не рассматривалась. Из-за принятого допущения будем считать, что внешними силами для рассматриваемой структурной группы является реакция RH 12 FH 1 , передаваемая со стороны водила H 1 на сателлит 2 в шарнире B , и реакция RH 25 FH 2 , передаваемая со стороны водила H 2 на сателлит 5 в шарнире K . Внутренними неизвестными силами являются реакции в кинематических парах в точках D, C, G, E , а также реакции в неподвижном шарнире A . Замкнутый контур позволяет составлять уравнения статики. Составим условия равновесия для звеньев контура 2 и 5 R12 R32 FH 1 , R45 R65 FH 2 . (3.10) (3.11) Эти условия можно представить в виде условий равновесия по принципу возможных перемещений. Для сателлита 2 из уравнений моментов получим (3.12) R12 0.5FH 1 , R32 0.5FH 1 . 15 (3.13) Умножим уравнение (3.12) на V1 (скорость точки D сателлита 2 или окружная скорость колеса 1). Умножим уравнение (3.13) на V3 (скорость точки C сателлита 2 или окружная скорость колеса 3). Получим (3.14) R12V1 0.5FH 1V1 . R32V3 0.5FH 1V3 . Сложим уравнения (3.14) и (3.15). Получим R12V1 R32V3 0.5FH 1 (V1 V3 ) . (3.15) (3.16) Согласно плану линейных скоростей механизма (рис. 3.1) 0.5(V1 V3 ) VH 1 , где VH 1 - скорость точки B сателлита 2 или окружная скорость водила H 1 . Тогда из уравнения (3.16) получим уравнение равновесия сателлита 2 по принципу возможных перемещений с использованием мощностей вместо работ (3.17) R12V1 R32V3 FH 1VH 1 . Аналогичным способом получим условие равновесия сателлита 5 R45V4 R65V6 FH 2VH 2 , (3.18) где V4 , V6 , VH 2 - скорости точек E , G, K сателлита 5 или окружные скорости колес 4, 6 и водила H 2 . С помощью уравнений (3.17), (3.18) можно получить уравнение равновесия по принципу возможных перемещений для всего механизма. Сложим уравнения (3.17), (3.18), получим (3.19) R12V1 R32V3 R45V4 R65V6 FH 1VH 1 FH 2VH 2 . Удобно в уравнении (3.19) преобразовать линейные параметры сателлитов в угловые параметры центральных колес, а также линейные параметры водил в угловые параметры. Для этого будем для скоростей использовать замену по формуле V r с соответствующими индексами, а для сил – замену реакций на сателлитах на реакции, приложенные к центральным колесам по принципу R12 R21 и т.д. Получим R211r1 R233r3 R544 r4 R566 r6 FH 1H 1rH 1 FH 2H 2 rH 2 . (3.20) Произведение силы на радиус определяет момент Rr M с использованием соответствующих индексов. Уравнение (3.20) примет вид (3.21) M 211 M 233 M 544 M 566 M H 1H 1 M H 2H 2 . Уравнение (3.21) содержит параметры всех звеньев механизма и представляет собой уравнение равновесия всего механизма по принципу возможных перемещений. Отметим, что такое уравнение может быть составлено только при наличии замкнутого контура. Преобразуем уравнение (3.21) с учетом равенства угловых скоростей колес в блоках колес 4 1 , 6 3 16 M 211 M 233 M 541 M 563 M H 1H 1 M H 2H 2 . (3.22) Согласно уравнению (3.22) сумма мощностей моментов внутренних сил на блоках центральных колес 1-4 и 3-6 равна сумме мощностей моментов внешних сил на входных водилах. В левой части уравнения (3.22) имеет место сумма мощностей (соответствующая сумме работ) внутренних сил контура. Связи в кинематических парах контура идеальные и стационарные. Работа внешних сил не может переходить в работу внутренних сил. Следовательно, работа (мощность) внутренних сил на возможных перемещениях равна нулю M 211 M 233 M 541 M 563 0 . (3.23) Или M 211 M 233 M 541 M 563 0 . (3.24) Правая часть уравнения (3.22) представляет собой сумму мощностей (соответствующую сумме работ) внешних сил контура. При выполнении условия (3.23) получим из уравнения (3.22) условие равновесия для внешних сил согласно принципу возможных перемещений M H 1H 1 M H 2H 2 0 . (3.25) Уравнение (3.25) аналитически представляет собой дополнительную к условиям статики связь между параметрами кинематической цепи. Следовательно, замкнутый контур в обычной кинематической цепи с двумя степенями свободы и с двумя входными звеньями также накладывает дополнительную связь на движение звеньев. Условие взаимосвязи внешних параметров (3.25) предопределяет наличие работ с разными знаками на внешних звеньях цепи (водилах H 1 и H 2 ). Звено с наличием отрицательной работы не может быть входным звеном, так как действующий на нем момент является моментом сопротивления. Этот главный теоретический результат приводит к беспрецедентному выводу: кинематическая цепь с двумя начальными звеньями, соединенными замкнутым контуром, должна иметь только одно входное звено. Этот важнейший вывод характеризует принципиально новую научную реальность в механике. Несомненно, новая научная реальность создаст принципиально новый механический эффект. Принципиально новый механический эффект характеризует появление следующих принципиально новых свойств: 1) Замкнутый контур в кинематической цепи с двумя степенями свободы накладывает дополнительную связь на движение звеньев. 2) Кинематическая цепь с двумя степенями свободы и только одним входным звеном является определимой механической системой (механизмом). 17 Это свойство определяется наличием дополнительной связи (3.25), которая накладывается на движение звеньев в состоянии равновесия. Будем считать входным звеном водило H 1 . Тогда водило H 2 окажется выходным звеном. Уравнение дополнительной связи (3.25) примет вид M H 1H 1 M H 2H 2 0 . (3.26) Уравнение (3.26) позволяет определить выходную угловую скорость. 3) Сочетание двух степеней свободы с дополнительной связью обеспечивает зависимость выходной угловой скорости от внешней нагрузки. Это свойство следует из формулы (3.26) H 2 M H 1H 1 / M H 2 . (3.27) Здесь M H 1 - входной движущий момент, а M H 2 - выходной момент сопротивления (внешняя нагрузка). Уравнение (3.27) выражает главный теоретический результат – эффект силовой адаптации в механике. Эффект силовой адаптации имеет следующую сущность: при заданных постоянных параметрах входной мощности M H 1 , H 1 и заданном выходном моменте сопротивления M H 2 выходная угловая скорость H 2 находится в обратной пропорциональной зависимости от переменного выходного момента сопротивления M H 2 . Формула (3.27) позволяет определить выходную скорость при заданной входной мощности и заданном переменном моменте сопротивления, что создает кинематическую определимость цепи с двумя степенями свободы. Эффект силовой адаптации – это принципиально новое свойство механической системы, которая названа адаптивным механизмом. В настоящее время для приспособления механизма к переменной силовой нагрузке используется передаточный механизм, имеющий систему управления передаточным отношением. Адекватность системы управления к произвольной нагрузке проблематична. В отличие от управляемой механической системы адаптивный механизм самостоятельно приспосабливается к переменной нагрузке. В адаптивном механизме переменная нагрузка сама управляет выходной скоростью движения. Адаптивный механизм работает без системы управления и является саморегулирующимся механизмом. Найденные закономерности привели к необходимости изменения методики силового и кинематического анализа механизма. Внешний движущий момент и внешний момент сопротивления должны быть заданными. Заданной должна быть входная угловая скорость двигателя заданной мощности. По заданным праметрам определяется выходная угловая скорость по формуле 18 (3.27). Известные угловые скорости двух начальных звеньев позволяют определить все кинематические параметры механизма. При силовом анализе необходимо определить только внутренние реакции и реактивные моменты. Продолжим силовой анализ структурной группы. Но прежде, чем определять внутренние силы, отметим, что при произвольном задании внешних моментов условия равновесия на каждом блоке колес 1-4 и 3-6 не будут выполняться. Реакции, передаваемые от сателлитов 2 и 5 на блоки колес 1-4 и 3-6 окажутся неуравновешенными. Однако согласно положениям теоретической механики принцип возможных перемещений определяет необходимое и достаточное условие равновесия кинематической цепи [1]. Иначе говоря, для достижения равновесия достаточно использовать формулу (3.24), хотя равновесие на каждом блоке колес отсутствует. Уравнение (3.24) означает наличие равновесия на промежуточных звеньях 1-4 и 3-6 одновременно. В подвижном замкнутом контуре имеет место принципиально новая ситуация: равновесие в статике отдельно на каждом промежуточном звене отсутствует, но равновесие промежуточных звеньев одновременно в движении всего контура имеет место. Для устранения противоречия рассмотрим физическую сущность уравнения (3.24). В связи с изменением знака момента M H 2 и соответствующих знаков моментов M 54 , M 56 уравнение (3.24) примет вид M 211 M 233 M 541 M 563 0 . Или ( M 21 M 54 )1 ( M 23 M 56 )3 0 . Так как для рассматриваемой схемы M 21 M 54 , M 56 M 23 , то из уравнения взаимосвязи внутренних параметров получим ( M 21 M 54 )1 ( M 56 M 23 )3 0 . Обозначим M 21 M 54 M 14 , M 56 M 23 M 36 . Здесь суммарные моменты на блоках колес 1-4 и 3-6. Отсюда M 1 41 M 363 . (3.28) M 1 4 , M 36 - (3.29) Физическая сущность уравнения (3.28) состоит в том, что оно связывает мощности на блоках колес 1-4 и 3-6 и отражает неизвестное ранее аналитическое выражение циркуляции энергии внутри контура во время его движения. Циркуляция энергии состоит в том, что переменные мощности, создаваемые на промежуточных звеньях, равны между собой. Таким образом, 19 каждый отдельный блок колес может быть неуравновешенным, а кинематическая цепь в целом окажется уравновешенной. Этот вывод характеризует блестящее подтверждение наличия равновесия, которое обеспечивает замкнутый контур в принципиально новой ситуации – в кинематической цепи с двумя степенями свободы, имеющей только один вход. Теперь по известным внешним активным моментам можно определить неизвестные реакции. (3.30) R12 R32 0.5FH 1 . R45 R65 0.5FH 2 . (3.31) Здесь FH 1 M H 1 / rH 1 , R12 M 12 / r1 , R32 M 32 / r3 , FH 2 M H 2 / rH 2 , R45 M 45 / r4 , R65 M 65 / r6 . После подстановки значений сил в уравнения (3.30), (3.31) получим формулы для определения внутренних моментов через внешние моменты (3.32) M12 0.5M H 1r1 / rH 1 , M 32 0.5M H 1r3 / rH 1 , (3.33) M 45 0.5M H 2 r4 / rH 2 , (3.34) M 65 0.5M H 2 r6 / rH 2 . (3.35) При этом по величине M 12 M 21 , M 32 M 23 , M 45 M 54 , M 65 M 56 . Найденные закономерности кинематической цепи с двумя степенями свободы и с замкнутым контуром позволяют сделать следующие выводы: 1) Замкнутый контур накладывает дополнительную связь на движение звеньев. 2) Кинематическая цепь с одним входом имеет определимость движения и является механизмом. 3) Механизм обладает эффектом силовой адаптации, является адаптивным механизмом. 4) Методика силового анализа требует задания входного и выходного моментов. Разработанные закономерности силового анализа подтверждают определимость кинематической цепи с двумя степенями свободы и с одним входом и открытие принципиально нового явления в механике – эффекта силовой адаптации. 3.3 Примеры кинематического и силового анализа Пример 1. Адаптивный зубчатый вариатор имеет заданные постоянные параметры мощности двигателя H 1 , M H 1 на входном звене H 1 и заданное 20 промежуточное значение переменного выходного момента сопротивления M H 2 на выходном звене H 2 (рис. 3. 1). Требуется определить силовые и кинематические параметры вариатора. Дано: H 1 100 с 1 , M H 1 100 Нм, M H 2 200 Нм , z1 40, z2 10, z3 60, z4 10, z5 40, z6 90, - числа зубьев колес, m 8 – модуль зубчатого зацепления, r1 mz1 / 2 8 40 / 2 160, r2 40, r3 240, r4 40, r5 160, r6 360, – радиусы зубчатых колес, rH 1 (r1 r3 ) / 2 (160 240) / 2 200, rH 2 (r4 r6 ) / 2 200 – радиусы входного и выходного водил, u13( H 1) z3 / z1 60 / 40 1.5 – передаточное отношение колес 1 и 3 при неподвижном водиле H 1 , ( H 2) u46 z6 / z4 90 / 10 9 – передаточное отношение колес 4 и 6 при неподвижном водиле H 2 . Определить: H 2 , 1 , 3 , M12 , M 32 , M 45 , M 65 . Решение. 1) Из (3.27) H 2 M H 1 H 1 / M H 2 100 100 / 200 50 с 1 . 2) Из (3.5) H 2 (1 u 46( H 2 ) ) H 1 (1 u13( H 1) ) 50(1 9) 100(1 1.5) 33.33 с 1 3 . 1.5 9 u13( H 1) u 46( H 2 ) Из (3.4) 1 u13( H 1) (3 H 1 ) H 1 (1.5)(33.33 100) 100 200 с 1 . 3) Вычисляем моменты на зубчатых колесах, используя формулы (3.32)…(3.35): M12 0.5M H 1r1 / rH 1 0.5 100 160 / 200 40 Нм, M 32 0.5M H 1r3 / rH 1 0.5 100 240 / 200 60 Нм, M 45 0.5M H 2 r4 / rH 2 0.5 200 40 / 200 20 Нм, M 65 0.5M H 2 r6 / rH 2 0.5 200 360 / 200 180 Нм . Главным доказательством достоверности полученных результатов является проверка равновесия циркулирующей энергии по уравнению, соответствующему уравнению (3.28) ( M 12 M 45 )1 ( M 65 M 32 )3 . После подстановки числовых значений получим выполнение баланса мощностей (40 20) 200 (180 60) 33.33 , 21 4000 4000 . Проверка показывает наличие баланса положительной мощности на блоке колес 1 – 4 и отрицательной мощности на блоке колес 3 – 6. Таким образом, равновесие выполняется, имеет место силовая и кинематическая определимость вариатора, что подтверждает достоверность разработанных теоретических закономерностей. Пример 2. Дано: H 1 100 с 1 , M H 1 15 Нм, M H 2 37.5 Нм , z1 20, z2 20, z3 60, z4 80, z5 20, z6 120, - числа зубьев колес, m 1 – модуль зубчатого зацепления, радиусы r1 mz1 / 2 1 20 / 2 10, r2 10, r3 30, r4 40, r5 10, r6 60, – зубчатых колес, rH 1 (r1 r3 ) / 2 (10 30) / 2 20, rH 2 (r4 r6 ) / 2 50 – радиусы входного и выходного водил, u13( H 1) z3 / z1 60 / 20 3 – передаточное отношение колес 1 и 3 при неподвижном водиле H 1 , ( H 2) u46 z6 / z4 120 / 80 1.5 – передаточное отношение колес 4 и 6 при неподвижном водиле H 2 . Проверить наличие равновесия и определить: H 2 , 1 , 3 , M12 , M 32 , M 45 , M 65 . Решение. 1. Из (3.27) H 2 M H 1H 1 / M H 2 100 15 / 37.5 40 с 1 . 2. Из (3.5) H 2 (1 u 46( H 2 ) ) H 1 (1 u13( H 1) ) 40(1 1.5) 100(1 3) 200 с 1 . 3 ( H 1) ( H 2) 3 1.5 u13 u 46 Из (3.4) 1 u13( H 1) (3 H 1 ) H 1 ( 3)(200 100) 100 200 с 1 . 3.Вычисляем моменты на зубчатых колесах, используя формулы (3.32)…(3.35): M12 0.5M H 1r1 / rH 1 0.5 15 10 / 20 3.75 Нм, M 32 0.5M H 1r3 / rH 1 0.5 15 30 / 20 11.25 Нм, M 45 0.5M H 2 r4 / rH 2 0.5 37.5 40 / 50 15 Нм, M 65 0.5M H 2 r6 / rH 2 0.5 37.5 60 / 50 22.5 Нм . Главным доказательством достоверности полученных результатов является проверка равновесия циркулирующей энергии по уравнению, соответствующему уравнению (3.28). 22 ( M 12 M 45 )1 ( M 65 M 32 )3 . После подстановки числовых значений получим выполнение баланса мощностей (3.75 15) (200) (22.5 11.25) 200 , 11.25 11.25 . Проверка показывает наличие баланса положительной мощности на блоке колес 1 – 4 и отрицательной мощности на блоке колес 3 – 6. Таким образом, равновесие выполняется, имеет место силовая и кинематическая определимость вариатора, что подтверждает достоверность разработанных теоретических закономерностей. Следует отметить, что рассмотренная схема механизма по своей функции оказывается мультипликатором. Этот механизм увеличивает выходную скорость движения. Причина появления такого результата: присвоение функции входного водила звену, которое на схеме является выходным водилом. Имеет место функциональное несоответствие механизма его геометрическим параметрам. Чтобы получить редуктор, уменьшающий входную скорость движения, необходимо поменять местами входное и выходное водила. Тогда кинематика механизма будет соответствовать его геометрии. Редуктор с исходными геометрическими параметрами примера 2 рассмотрен в примере 3. Геометрические параметры обозначены в соответствии с рис. 3.1 при изменении направления передачи движения на противоположное. Обозначения звеньев левой и правой частей механизма поменялись местами. Пример 3. Дано: H 1 100 с 1 , M H 1 15 Нм, M H 2 37.5 Нм , z1 80, z2 20, z3 120, z4 20, z5 20, z6 60, - числа зубьев колес, m 1 – модуль зубчатого зацепления, радиусы r1 mz1 / 2 1 80 / 2 40, r2 10, r3 60, r4 10, r5 10, r6 30, – зубчатых колес, rH 1 (r1 r3 ) / 2 (40 60) / 2 50, rH 2 (r4 r6 ) / 2 20 – радиусы входного и выходного водил, u13( H 1) z3 / z1 120 / 80 1.5 – передаточное отношение колес 1 и 3 при неподвижном водиле H 1 , ( H 2) u46 z6 / z4 60 / 20 3 – передаточное отношение колес 4 и 6 при неподвижном водиле H 2 . Проверить наличие равновесия и определить: H 2 , 1 , 3 , M12 , M 32 , M 45 , M 65 . Решение. 23 1. Из (3.27) H 2 M H 1H 1 / M H 2 15 100 / 37.5 40 с 1 . 2. Из (3.5) H 2 (1 u 46( H 2 ) ) H 1 (1 u13( H 1) ) 40(1 3) 100(1 1.5) 3 60 с 1 . ( H 1) ( H 2) u13 u 46 1.5 3 Из (3.4) 1 u13( H 1) (3 H 1 ) H 1 ( 1.5)(60 100) 100 340 с 1 . 3.Вычисляем моменты на зубчатых колесах, используя формулы (3.32)…(3.35): M 12 0.5M H 1r1 / rH 1 0.5 15 40 / 50 6 Нм, M 32 0.5M H 1r3 / rH 1 0.5 15 60 / 50 9 Нм, M 45 0.5M H 2 r4 / rH 2 0.5 37.5 10 / 20 9.375 Нм, M 65 0.5M H 2 r6 / rH 2 0.5 37.5 30 / 20 28.125 Нм . Главным доказательством достоверности полученных результатов является проверка равновесия циркулирующей энергии по уравнению, соответствующему уравнению (3.28). ( M 12 M 45 )1 ( M 65 M 32 )3 . После подстановки числовых значений получим выполнение баланса мощностей (6 9.375) 340 (28.125 9) (60) , 1147.5 1147.5 . Проверка показывает наличие баланса положительной мощности на блоке колес 3 – 6 и отрицательной мощности на блоке колес 1 – 4. Таким образом, равновесие выполняется, имеет место силовая и кинематическая определимость вариатора, что подтверждает достоверность разработанных теоретических закономерностей. 3.4 Режимы работы адаптивного зубчатого вариатора Зубчатый адаптивный вариатор может работать в режиме с двумя степенями свободы и в режиме с одной степенью свободы. Движение вариатора с двумя степенями свободы имеет место в эксплуатационном режиме движения с саморегулированием. Движение с одной степенью свободы имеет место в двух случаях: 1) При пуске адаптивного зубчатого вариатора, когда выходное водило остановлено. 2) При перегрузке, когда момент сопротивления на выходном водиле превышает максимальное значение, что также приводит к остановке выходного водила. Рассмотрим сначала пуск адаптивного вариатора. 24 Адаптивный вариатор, размещенный между двигателем и рабочим органом машины, допускает пуск с постепенным увеличением момента сопротивления (с использованием муфты сцепления) и с прямым воздействием на рабочий орган (без использования муфты сцепления). Муфта сцепления должна быть размещена после выходного вала адаптивного вариатора. Начало пуска происходит при отключенном от вариатора рабочем органе. Механизм адаптивного вариатора при отсутствии выходной нагрузки переходит в движение с одной степенью свободы при вращающемся выходном водиле. Угловые скорости всех звеньев одинаковы и равны входной угловой скорости. Контур из зубчатых колес вращается как одно целое при отсутствии относительного движения колес внутри контура. Момент сопротивления на выходном водиле равен входному движущему моменту. После соединения адаптивного вариатора с рабочим органом (с помощью муфты сцепления) механизм адаптивного вариатора переходит в эксплуатационный режим движения. Начинается движение с двумя степенями свободы при наличии относительного движения зубчатых колес внутри замкнутого контура. Увеличение выходного момента сопротивления приводит к уменьшению выходной угловой скорости и к троганию с места. После трогания с места начинается эксплуатационный режим движения с наличием эффекта силовой адаптации. Когда момент сопротивления на выходном водиле превышает максимальное значение, происходит остановка выходного водила. Двигатель продолжает работать при неподвижном рабочем органе. Режим работы при работающем двигателе и остановленном рабочем органе можно назвать стоповым режимом движения. Возможность перехода адаптивного вариатора в стоповый режим движения имеет важное практическое значение. Стоповый режим движения позволяет предотвратить выход вариатора из строя при перегрузках. После устранения перегрузки вариатор продолжит работу в эксплуатационном режиме движения. Пуск адаптивного вариатора при отсутствии муфты сцепления происходит при неподвижном выходном водиле. В этом случае структурная группа Асура (замкнутый контур), присоединенная к неподвижному выходному водилу, становится выходным звеном. Реакция со стороны контура на выходное водило будет движущей силой, которая сможет преодолеть момент сопротивления на неподвижном водиле. Однако эта движущая сила появится только при наличии некоторого момента сопротивления M R 5 на сателлите 5 контура. Момент сопротивления может иметь место как инерционный момент или как момент 25 сил трения. Пуск должен происходить в режиме увеличения мощности двигателя и соответствующем увеличении момента сопротивления M R 5 . После трогания с места выходного водила начинается эксплуатационный режим движения с наличием эффекта силовой адаптации. Можно разместить инерционные массы на всех звеньях замкнутого M R5 контура 1-2-3-6-5-4. Тогда момент сопротивления будет равен приведенному моменту сил инерции J 5 от всех звеньев контура на звене 5. Выразим момент сопротивления через инерционные параметры M R5 J 5 5 , где 5 – угловое ускорение сателлита 5. 5 5 max / t , где 5 max - максимальная угловая скорость сателлита 5 , достигнутая от значения 5 0 , t - время достижения 5 max . 3.5 Силовой анализ зубчатого вариатора с одной степенью свободы Для обеспечения надежного пуска механизма с двумя степенями свободы можно применять остановку внешнего блока колес с помощью тормоза 7 (рис. 3.2). 7 3 E С 6 5 2 K B 0 H1 A H2 G D 1 4 A A Рис. 3.2. Зубчатый адаптивный вариатор в состоянии с одной степенью свободы при остановленном блоке колес 3-6 26 Определим передаточное отношение uH(13)H 2 H 1 / H 2 от входного водила к выходному водилу при остановленном блоке колес 3-6 приняв 3 0 u ( 3) H 1 H 2 из формулы (3.5) , ( H 2) 1 u46 . 1 u13( H 1) (3.36) Например, для механизма, рассмотренного в примере 1 ( H 2) 1 u46 1 9 ( 3) u H 1 H 2 4. ( H 1) 1 u13 1 1.5 Для механизма из примера 3 u ( 3) H 1 H 2 ( H 2) 1 u46 1 3 1.6 . ( H 1) 1 u13 1 1.5 Движущий момент, передаваемый на выходное водило M H 2 max M H 1uH(13)H 2 . После трогания с места ( M H 2 M H 2 max ) тормоз (3.37) следует отключить. Механизм переходит в эксплуатационный режим движения с двумя степенями свободы. 27 4 СИНТЕЗ АДАПТИВНОГО ЗУБЧАТОГО ВАРИАТОРА 4.1 Диапазон передаточных отношений зубчатого вариатора Синтез зубчатого адаптивного вариатора состоит в определении чисел зубьев колес и размеров водил для обеспечения требуемого диапазона передаточных отношений. Передаточное отношение адаптивного вариатора u12 без учета к.п.д. определяется по формуле M u H 1 H 2 u H 1 H 2 . (4.1) H 2 M H 1 Передаточное отношение адаптивного зубчатого адаптивного вариатора будем определять при постоянных параметрах входной мощности на входном водиле H 1 const , M H 1 const . Наименьшее передаточное отношение umin 1 имеет место в режиме движения вариатора с одной степенью свободы при H 1 H 2 . Наибольшее передаточное отношение umax имеет место в эксплуатационном режиме движения вариатора с двумя степенями свободы при M H 2 M H 2 max . Диапазон передаточных отношений изменятся в следующих пределах (4.2) 1 u umax . Определим максимальное значение выходного момента сопротивления, при котором произойдет остановка выходного водила. Найдем связь между внешними и внутренними параметрами движения вариатора, используя уравнение взаимосвязи внутренних сил (3.28). Подставим значения внутренних моментов из уравнений (3.32)…(3.35) в уравнение взаимосвязи внутренних моментов (3.28), получим (M H1 r r r1 r M H 2 4 )1 ( M H 2 6 M H 1 3 )3 . rH 1 rH 2 rH 2 rH 1 (4.3) MH2 M ( r41 r63 ) H 1 ( r11 r33 ) . rH 2 rH 1 (4.4) Далее Отсюда получим выражение для определения выходного момента сопротивления при известных геометрических и кинематических параметрах и при заданном входном движущем моменте r r r (4.5) M H 2 M H1 H 2 1 1 3 3 . rH 1 r41 r63 28 Предельное значение выходного момента сопротивления не должно зависеть от переменных угловых скоростей промежуточных звеньев. Здесь возможны два варианта: 1) Вариант, соответствующий режиму движения с одной степенью свободы при отсутствии внутреннего относительного движения звеньев в контуре 1 3 H 1 H 2 . В этом случае получим M H 2 M H1 Или M H 2 M H 1 rH 2 r1 r3 . rH 1 r4 r6 (4.6) rH 2 rH 1 , то есть M H 2 M H 1 . rH 1 rH 2 2) Вариант, соответствующий завершению режима движения с двумя степенями свободы и переходу в стоповый режим движения при неподвижном выходном водиле. Стоповый режим движения можно представить как обращенное движение с угловой скоростью, равной и противоположной по направлению угловой скорости выходного водила. Силовое взаимодействие остается прежним. Поэтому здесь также будет иметь место равенство (4.7) M H 2 M H1 . Далее рассмотрим эксплуатационный режим движения с двумя степенями свободы. Согласно уравнению (3.28) движение внутри замкнутого контура вариатора возможно при M 21 M 54 . Дальнейшее увеличение выходного момента сопротивления и момента M 54 приведет к невозможности продолжения движения блока колес 3-6 в прежнем направлении. При M 54 M 21 получим из уравнения (3.28) 3 0 . Далее блок колес 3-6 будет вращаться в противоположном направлении с отрицательной угловой скоростью. Определим максимальный момент сопротивления при 3 0 . Подставим это значение в формулу (4.5). Получим 3) M H(2max M H1 rH 2 r1 . rH 1 r4 (4.8) r4 r5 r1 . r1 r2 r4 (4.9) Так как rH 1 r1 r2 , rH 2 r4 r5 , то 3) M H(2max M H1 Из формулы (4.9) имеем r4 r5 r1 M H 2 max 3) , u (max r1 r2 r4 M H1 29 (4.10) 3) где u (max - максимальное передаточное отношение при 3 0 . С другой стороны согласно уравнению (3.28) движение внутри замкнутого контура вариатора возможно при наличии неравенства M 56 M 23 . При M 56 M 23 получим 1 0 . Определим максимальный момент сопротивления 1 0 . Подставим это значение в формулу (4.5). Получим ) M H(21max M H1 rH 2 r3 . rH 1 r6 (4.11) r4 r5 r3 . r1 r2 r6 (4.12) Так как rH 1 r1 r2 , rH 2 r4 r5 , то ) M H(21max M H1 Из формулы (4.12) имеем r4 r5 r3 M H 2 max 1) , u (max r1 r2 r6 M H1 (4.13) ( 1) где umax - максимальное передаточное отношение при 1 0 . Наибольшее из полученных двух значений ) ) M H(2 3max , M H(21max будет определять расчетный максимальный момент и соответствующее максимальное ) ) передаточное отношение u (H23max . , u (H21max Таким образом, при увеличении момента сопротивления сначала один из блоков колес остановится с продолжением вращения в противоположную сторону, а затем остановится второй блок колес с остановкой выходного водила. Такой характер движения подтвержден практикой. 4.2 Коэффициент полезного действия зубчатого вариатора Адаптивный зубчатый вариатор является принципиально новым механизмом с двумя степени свободы. Коэффициент полезного действия этого механизма принципиально отличается от кпд используемых в автомобилях автомата (гидродинамическая передача) и вариатора (фрикционная передача). В зубчатом вариаторе рабочую функцию выполняет замкнутый контур из зубчатых колес, который производит перераспределение скоростей при идеальных связях. Поэтому в зубчатом вариаторе функциональные потери энергии на трение отсутствуют. В отличие от зубчатого вариатора автомат и фрикционный вариатор используют трение как рабочее действие (рабочую функцию). Потери энергии на трение в автомате и в фрикционном вариаторе пропорциональны рабочему действию. Поэтому кпд адаптивного зубчатого вариатора значительно выше кпд автомата и кпд фрикционного вариатора. 30 Принципиально новая взаимосвязь кинематических и силовых параметров имеет место в зубчатом вариаторе, который является механической кинематической цепью. Эта взаимосвязь определяется формулой (3.25), которая отражает принцип действия зубчатого вариатора без использования параметров трения. В зубчатом вариаторе происходит только перераспределение скоростей движения звеньев внутри замкнутого контура. Таким образом, кпд механической адаптивной передачи функционально не зависит от трения и соответствует кпд планетарной передачи как в режиме с двумя степенями свободы, так и в режиме с одной. Кпд адаптивного зубчатого вариатора (рис. 2.1) будем определять по формуле N H2 , (4.14) N H1 где N H 2 - полезная мощность на выходном водиле H 2 , N H 1 - затраченная мощность на входном водиле H 1 . Зубчатый вариатор в зависимости от приложенной нагрузки может двигаться с одной или с двумя степенями свободы. Кпд зубчатого вариатора зависит от режима движения. Зубчатый вариатор движется с одной степенью свободы, если выходной момент сопротивления равен входному движущему моменту M H 2 M H1 . В этом случае замкнутый контур, включающий зубчатые колеса 1, 2, 3, 6, 5, 4, движется как одно целое без относительной подвижности зубчатых колес внутри контура. Потери на трение имеют место только в двух вращательных кинематических парах A , соединяющих входное и выходное водила со стойкой. Поэтому N H 2 N H 1 A2 , где A 0.99 - кпд вращательной пары A . Кпд всего вариатора в режиме движения с одной степенью свободы э1 получим из формулы (4.14) после подстановки значения N H 2 1 A2 0.98 . Зубчатый вариатор движется с двумя степенями свободы, если выходной момент сопротивления больше входного движущего момента M H 2 M H1. В этом случае происходит внутреннее относительное движение колес 1, 2, 3, 6, 5, 4 внутри замкнутого контура. Потери на трение имеют место не только в двух вращательных кинематических парах A , соединяющих входное и 31 выходное водила со стойкой, но и внутри контура, содержащего 4 вращательные кинематические пары (типа A ) и 4 высшие кинематические пары (типа C ). Поэтому N H 2 N H 1 A6С4 , где C 0.98 - кпд высшей кинематической пары типа C . Кпд всего вариатора в режиме движения с двумя степенями свободы э2 получим из формулы (4.14) после подстановки значения N H 2 2 A6C4 0.87 . Зубчатый вариатор может иметь еще один важный режим движения, который имеет место в случае приложения максимально возможного момента сопротивления M H 2 M H 2 max . В этом случае выходное водило останавливается при продолжающем движение входном водиле, то есть при работающем двигателе. Передача продолжает работать в состоянии с одной степенью свободы. Такой режим движения назван стоповым режимом. Стоповый режим движения сохраняет готовность передачи начать движение сразу же после уменьшения выходного момента сопротивления или при увеличении мощности двигателя (без возобновления работы двигателя и повторного достижения режима движения с уменьшенным моментом сопротивления, на что потребовалось бы дополнительное время). Стоповый режим необходим для работы в экстремальных условиях работы, например, для привода военной техники. Поэтому стоповый режим движения передачи при остановленном выходном водиле нельзя считать бесполезным и имеющим кпд, равный нулю. Определим кпд стопового режима движения при неподвижном выходном водиле по формуле H 2 1 , (4.15) где – коэффициент потерь. С учетом уменьшения числа вращательных кинематических пар на одну пару кпд передачи с неподвижным выходным водилом можно определить по формуле H 2 A5C4 0.88 . Коэффициент потерь при неподвижном водиле H 2 1 H 2 0.12 . Однако необходимо иметь в виду, что при неподвижном водиле будет иметь место напряженный скоростной режим движения колес внутри контура с увеличением коэффициента трения на величину около 20%. Соответственно увеличатся потери на трение. Коэффициент потерь в стоповом режиме 1.2 H 2 0.15 . 32 Окончательно кпд стопового режима движения H 2 1 0.85 . 4.3 Решение задачи синтеза зубчатого вариатора Синтез зубчатого адаптивного зубчатого вариатора состоит в определении чисел зубьев колес и размеров водил для обеспечения требуемого диапазона передаточных отношений или требуемого максимального выходного момента сопротивления. Исходный вариант синтеза вариатора выполняется классическим методом без учета трения [2]. Приведенные в п. 4.1 формулы позволяют подобрать числа зубьев колес для получения заданного максимального передаточного отношения зубчатого адаптивного вариатора. Постановка задачи синтеза адаптивного зубчатого вариатора (рис. 2.1). Исходные данные: H 1 , M H 1 , M H 2 min M H 1 , M H 2 max, m . Определить: числа зубьев колес z1 , z2 , z3 , z4 , z5 , z6 , основные размеры зубчатых колес и водил r1 , r2 , r3 , r4 , r5 , r6 , rH 1 , rH 2 , угловые скорости звеньев H 2, 1 , 3 и внутренние моменты сил на звеньях M12 , M 32 , M 45 , M 65 . Решение 1) Используем формулу (4.10) или (4.13) для определения чисел зубьев зубчатых колес через заданные значения моментов сил, соответствующих заданному диапазону передаточных отношений. С учетом ri mzi / 2 , получим r4 r5 r1 M H 2 max 3) u (max r1 r2 r4 M H1 (4.16) В формуле (4.16) для получения малогабаритной конструкции задаем минимальное число зубьев для малых зубчатых колес z2 z4 zmin . Задаем также максимальное число зубьев z1 колеса 1. Из формулы (4.16) определим число зубьев колеса 5 z5 M H 2 max zmin ( z1 zmin ) zmin . M H1 z1 (4.17) Далее z3 z1 2 z2 , z6 z4 2 z5 . Радиусы зубчатых колес и водил ri mzi / 2 i 1,...6, rH 1 r1 r2 , rH 2 r4 r5 . 2) Определяем выходную угловую скорость, которая будет достигнута перед остановкой выходного водила с помощью формулы (3.27) H 2 M H 1H 1 / M H 2 3) Определяем угловые скорости промежуточных звеньев 3-6 и 1-4. 33 Из (3.5) 3 H 2 (1 u 46( H 2 ) ) H 1 (1 u13( H 1) ) u13( H 1) u 46( H 2 ) . Из (3.4) 1 u13( H 1) (3 H 1 ) H 1 . 4) Вычисляем моменты на зубчатых колесах, используя формулы (3.32)…(3.35): M12 0.5M H 1r1 / rH 1 , M 32 0.5M H 1r3 / rH 1 , M 45 0.5M H 2 r4 / rH 2 M 65 0.5M H 2 r6 / rH 2 . Выполняем проверку равновесия по уравнению, соответствующему уравнению (3.28) ( M 12 M 45 )1 ( M 65 M 32 )3 . 4.4 Пример решения задачи синтеза Исходные данные: M H 1 15 Нм, H 1 100 с 1 , z1 10, z2 30, z3 70, z4 90, z5 10, z6 110, - числа зубьев колес, m 1 – модуль зубчатого зацепления, r1 mz1 / 2 110 / 2 5, r2 15, r3 35, r4 45, r5 5, r6 55, – радиусы зубчатых колес, rH 1 (r1 r3 ) / 2 (5 35) / 2 20, rH 2 (r4 r6 ) / 2 50 – радиусы входного и выходного водил, u13( H 1) z3 / z1 70 / 10 7 – передаточное отношение колес 1 и 3 при неподвижном водиле H 1 , ( H 2) u46 z6 / z4 110 / 90 1.22 – передаточное отношение колес 4 и 6 при неподвижном водиле H 2 . Определить: выходную угловую скорость, которая будет достигнута перед остановкой выходного водила и силовые параметры: H 2 , 1 , 3 , M H 2 max, M 12 , M 32 , M 45 , M 65 . Решение. 1) Определяем M H 2 max M H 1 максимальный выходной момент сопротивления rH 2 r2 50 15 15 112.5 Нм . rH 1 r5 20 5 2) Определяем выходную угловую скорость, которая будет достигнута перед остановкой выходного водила 34 H 2 M H 1H 1 / M H 2 100 15 / 112.5 13.33 с 1 3) Определяем угловые скорости промежуточных звеньев 3-6 и 1-4. (1 u 46( H 2 ) ) H 1 (1 u13( H 1) ) 13.33(1 1.22) 100(1 7) 3 H 2 133 с 1 . ( H 1) ( H 2) 7 1.22 u13 u 46 ( H 1) 1 u13 (3 H 1 ) H 1 ( 7)(133 100) 100 133 с 1 . 4) Вычисляем моменты на зубчатых колесах: M12 0.5M H 1r1 / rH 1 0.5 15 5 / 20 1.875 Нм , M 32 0.5M H 1r3 / rH 1 0.5 15 35 / 20 13.125 Нм , M 45 0.5M H 2 r4 / rH 2 0.5 112.5 45 / 50 50.625 Нм M 65 0.5M H 2 r6 / rH 2 0.5 112.5 55 / 50 61.875 Нм . Проверка равновесия ( M 12 M 45 )1 ( M 65 M 32 )3 . (1.875 50.625)(133) (61.875 13.125) 133 , 48.75 48.75 . Равновесие выполняется, что подтверждает правильность полученного решения. 4.5 Алгоритм синтеза зубчатого вариатора Алгоритм синтеза адаптивного зубчатого вариатора, представленного на рисунке 2.1. Исходные данные: H 1 , M H 1 , M H 2 min M H 1 , M H 2 max, m , z2 z4 zmin . Определить: числа зубьев колес z1 , z3 , z5 , z6 , основные размеры зубчатых колес и водил r1 , r2 , r3 , r4 , r5 , r6 , rH 1 , rH 2 , угловые скорости звеньев H 2, 1 , 3 , внутренние моменты сил на звеньях M12 , M 32 , M 45 , M 65 . Решение 1) Вычислить z5 M H 2 max zmin ( z1 zmin ) zmin , M H1 z1 z3 z1 2 z2 , z6 z4 2 z5 , ri mzi / 2 i 1,...6, rH 1 r1 r2 , rH 2 r4 r5 , H 2 M H 1H 1 / M H 2 , 3 H 2 (1 u 46( H 2 ) ) H 1 (1 u13( H 1) ) u13( H 1) u 46( H 2 ) , ( H 1) 1 u13 (3 H 1 ) H 1 , M12 0.5M H 1r1 / rH 1 , 35 M 32 0.5M H 1r3 / rH 1 , M 45 0.5M H 2 r4 / rH 2 M 65 0.5M H 2 r6 / rH 2 . 2) Вычислить ( M12 M 45 )1 ( M 65 M 32 )3 . Если 0.0001, то печатать z1 , z3 , z5 , z6 , r1 , r2 , r3 , r4 , r5 , r6 , rH 1 , rH 2 , H 2, 1 , 3 , M12 , M 32 , M 45 , M 65 . Иначе изменить исходные данные. 36 5 ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ПРОВЕРКА СИЛОВОЙ АДАПТАЦИИ Проверка наличия эффекта силовой адаптации в вариаторе, изготовленном по схеме, представленной на рисунке 2.1, была выполнена на испытательном стенде (рис. 5.1). На испытательном стенде представлен электродвигатель 1 постоянной мощности. Электродвигатель передает движение на адаптивный зубчатый вариатор 2. Вариатор приводит в движение электрический генератор 3, который имитирует внешнюю переменную нагрузку. 1 2 3 Рис. 5.1. Стенд для испытания адаптивного зубчатого вариатора Внешняя нагрузка изменяется путем изменения силы тока в обмотке возбуждения генератора 3. Измерительные приборы регистрируют момент сопротивления на выходном валу адаптивного зубчатого вариатора 2 и частоту его вращения при постоянных параметрах входной мощности электродвигателя 1. На рис. 5.2 представлена экспериментальная тяговая характеристика зубчатого адаптивного вариатора в виде графика изменения тягового момента на выходном валу в Нм в зависимости от скорости его вращения в об/мин. Тяговый момент на выходном валу вариатора в эксплуатационном режиме движения равен переменному моменту сопротивления. Тяговая характеристика содержит следующие участки: режим пуска (старта) – кривая 0 A и эксплуатационный режим движения – кривая ABC . В режиме пуска после включения электродвигателя движущий момент быстро изменяется от нуля до номинального значения, соответствующего мощности электродвигателя. Вариатор движется в режиме пуска (кривая 0 A ) в состоянии с одной степенью свободы как одно целое. Внутреннее 37 относительное движение колес внутри замкнутого контура отсутствует. Выходной вал вариатора вращается с номинальной скоростью вращения вала электродвигателя. В точке A тяговый момент на выходном валу адаптивного вариатора равен входному моменту или моменту на валу электродвигателя M H 2 M H 1 4.80 Нм . Скорость вращения (частота вращения) выходного вала равна частоте вращения входного вала nH 2 nH 1 460 об / мин . 0 A – движение в состоянии с одной степенью свободы при отсутствии внутренней подвижности в контуре, ABC – движение с двумя степенями свободы (эксплуатационный режим), B – промежуточная точка, C – конец эксплуатационного режима (максимальный момент сопротивления и остановка) Рис. 5.2. Экспериментальная тяговая характеристика зубчатого адаптивного вариатора Эксплуатационный режим движения начинается в точке A кривой ABC , когда выходной момент сопротивления начинает превышать номинальный тяговый момент M H 2 M H 1 4.80 Нм . В этом случае вариатор переходит в состояние с двумя степенями свободы. Происходит силовая адаптация. Частота вращения выходного вала самостоятельно изменяется в обратной зависимости от момента сопротивления. Входной момент и входная частота вращения остаются без изменения. Они равны соответствующим номинальным значениям параметров электродвигателя. 38 Например, в точке B тяговый момент на выходном валу и соответствующий ему момент сопротивления имеет значение M H 2 14.90 Нм , частота вращения выходного вала равна nH 2 140 об / мин . Максимальный тяговый момент на выходном валу имеет место в точке C . В этой точке максимальный тяговый момент равен максимальному моменту сопротивления M H 2 25.00 Нм . Частота вращения выходного вала при подходе к точке C становится минимальной, а затем в точке C происходит остановка выходного вала вариатора nH 2 0 . Входной вал продолжает вращаться nH 1 с номинальной скоростью вращения электродвигателя 470 об / мин . Вариатор переходит в состояние с одной степенью свободы, когда входной вал вращается, а выходной вал остановлен. Имеет место так называемый стоповый режим работы. Теоретические результаты согласуются с результатами испытаний на стенде. Замкнутый контур в составе кинематической цепи с двумя степенями свободы при наличии идеальных связей обеспечивает определенность движения как в состоянии с двумя степенями свободы (в эксплуатационном режиме движения), так и в состоянии с одной степенью свободы (при пуске). 39 6 СИНТЕЗ АДАПТИВНОГО ПЛАНЕТАРНОГО ВАРИАТОРА ЗУБЧАТОГО МНОГОРЯДНОГО Многорядный планетарный вариатор обеспечивает расширенные возможности для создания схем с новыми технологическими свойствами. Ранее был рассмотрен адаптивный зубчатый вариатор в простейшей форме. Простейший адаптивный зубчатый вариатор имеет два планетарных ряда. Возможности адаптивных зубчатых вариаторов можно существенно расширить путем использования многорядных схем планетарных вариаторов. Сложные адаптивные зубчатые вариаторы с несколькими планетарными рядами и с увеличенным числом зубчатых колес способны создавать новые эффекты и расширяют возможности синтеза. Новыми эффектами являются увеличение диапазона передаточных отношений, создание заднего хода без прерывания энергетического потока путем торможения одного из колес, создание функции сцепления при трогании с места путем использования торможения и др. Разработанная механическая адаптация способна обеспечить реализацию новых эффектов. Для реализации новых эффектов необходимо предварительно разработать принципиальную схему сложного адаптивного многорядного планетарного вариатора способного обеспечить новые свойства. Для этого необходимо использовать экспериментальное проектирование схем на основе картины скоростей. Далее для разработанной схемы необходимо выполнить кинематический и силовой анализ. По найденным закономерностям взаимосвязи параметров вариатора можно выполнить синтез разработанной схемы по заданным технологическим показателям и определить размеры звеньев вариатора. Принципиальная новизна рассмотренного адаптивного вариатора определяет принципиально новые возможности его использования. Ранее было доказано теоретически с помощью аналитических выражений, а также с помощью графических построений, что замкнутый контур в кинематической цепи с двумя степенями свободы накладывает дополнительную связь на движение звеньев и преобразует кинематическую цепь с двумя степенями свободы в механизм с вполне определенным движением всех звеньев [9, 10]. Классическая теория адаптации зубчатых вариаторов при отсутствии трения (то есть с использованием идеальных связей) была изложена в работах [19 – 23]. На основе классической теории адаптации были разработаны методы синтеза адаптивных зубчатых обычных и многорядных планетарных вариаторов [24 - 28]. 40 Современная теория адаптивных вариаторов позволила исследовать и создать новые схемы высокоэффективных приводов манипуляторов и другой техники [29 – 32]. Наиболее перспективными для практического использования являются схемы, предусматривающие расширение диапазона передаточных отношений и выполнение заднего хода [16, 18]. 6.1 Синтез вариатора с расширенным диапазоном передаточных отношений Рассмотрим адаптивный зубчатый многорядный планетарный вариатор с расширенным диапазоном передаточных отношений (рис. 6.1). 6 7 5 3 8 2 0 10 1 9 4 5 Рис. 6.1. Адаптивный зубчатый многорядный планетарный вариатор Адаптивный зубчатый многорядный планетарный вариатор содержит одно входное звено (водило 1), замкнутый контур из зубчатых колес, содержащий входной сателлит 2-3, блок солнечных колес 4-9, блок эпициклических колес 56, выходной сателлит 7-8, и выходное водило 10. Выходной вал передает выходную силу сопротивления R10 , создаваемую выходным крутящим моментом сопротивления M 10 R10r10 , с выходного водила 10 , имеющего радиус r10 , на выходной сателлит 7-8. Выходной сателлит 7-8 передает эту силу на зубчатые колеса 9 и 6 в виде реакций R89 и R76 . Блок зубчатых колес 4-9 находится в равновесии и передает реакцию R89 на входной сателлит 2-3 в виде реакции R42 . 41 Блок зубчатых колес 5-6 находится в равновесии и передает реакцию R76 на входной сателлит 2-3 в виде реакции R53 . Реакции R42 и R53 не равны по величине и в общем случае не уравновешены на сателлите 2-3. Однако для уравновешивания сателлита 2-3 можно выполнить необходимое условие подбора радиусов r2 , r3 колес 2 и 3, обеспечивающее его равновесие. Тогда условия равновесия входного сателлита 2-3 с учетом реакции R12 со стороны входного звена 1 примут вид R12 R42 R53 , R42r2 R53r3 . Реакция R21 R12 передается на входное водило 1. Этой реакции соответствует входная движущая сила F1 R21 и входной движущий момент M 1 F1r1 на входном водиле 1. Вся конструкция будет находиться в равновесии при наличии только одного входного звена. Для анализа действующих сил можно рассматривать равновесие сил, передаваемых со стороны входного и выходного водил на промежуточные блоки колес 5-6 и 4-9. Входной вал передает входную движущую силу F1 , создаваемую входным крутящим моментом M 1 , с входного водила 1 на входной сателлит 2-3. Входной сателлит 2-3 передает эту силу на зубчатые колеса 4 и 5 в виде реакций R24 и R35 . Выходной вал передает выходную силу сопротивления R10 , создаваемую выходным крутящим моментом сопротивления M 10 , с выходного водила 10 на выходной сателлит 7-8. Выходной сателлит 7-8 передает эту силу на зубчатые колеса 9 и 6 второго ряда в виде реакций R89 и R76 . Будем учитывать только касательные составляющие реакций, так как нормальные составляющие воспринимаются стойкой. Входной крутящий момент M 1 создается двигателем, выходной момент сопротивления M 10 создается внешней нагрузкой (внешним моментом сопротивления). Реакции, передаваемые на блок солнечных колес 4-9, создают внутренний момент сил M 49 R24r4 R89r9 . Реакции, передаваемые на блок кольцевых колес 5-6, создают внутренний момент сил M 56 R35r5 R76r6 . Здесь ri i 4, 5, 6, 9 - радиусы начальных окружностей зубчатых колес 4, 5, 6, 9. Внутренние моменты вызваны внешними моментами. Если внешние моменты M 1 и M 10 уравновешены ( M 1 M 10 ), то наличие замкнутого контура в виде зубчатых колес 2-3-5-6-7-8-9-4 42 обеспечивает получение условия M 49 М 56 , когда внутренние моменты противоположны по направлению и уравновешены между собой. Если внешние и внутренние моменты уравновешены, то и вся система находится в равновесии. В этом случае система окажется в состоянии с одной степенью свободы, в котором отсутствует относительное движение зубчатых колес в замкнутом контуре. Система будет вращаться вокруг центральной оси как одно целое. В результате нет необходимости применять какие-либо дополнительные средства для перевода системы в состояние с одной степенью свободы (в виде, например, тормоза, останавливающего одно из колес). Внутренние моменты M 49 и M 56 выражаются через внешние моменты M 1 и M 10 и размеры зубчатых колес. Это позволяет установить связь между размерами зубчатых колес или числами зубьев колес, обеспечивающую движение и равновесие системы в состоянии с одной степенью свободы. В этом случае равновесие системы можно определять также по принципу возможных перемещений (возможных работ) при равенстве между собой угловых скоростей всех звеньев. Выразим внутренние моменты M 49 и M 56 на блоках колес 4-9 и 5-6 через внешние моменты и размеры зубчатых колес. Определим силы, передаваемые от входного 1 и выходного 10 водил на входной 2-3 и выходной 7-8 сателлиты F1 M 1 / r1 , R10 M 10 / r10 . Радиусы водил определяются по формулам r1 m( z 9 z8 ) m( z 4 z 2 ) . , r10 2 2 Определим реакции, передаваемые сателлитом 2-3 на колеса 4 и 5 R24 F1 r3 z3 2M 1 , r2 r3 m( z 4 z 2 ) z 2 z 3 R35 F1 r2 2M 1 z2 . r2 r3 m( z 4 z 2 ) z 2 z 3 Определим реакции, передаваемые сателлитом 7-8 на колеса 9 и 6 R89 R10 r7 2M 10 z7 , r8 r7 m( z 9 z8 ) z8 z 7 R76 R10 r8 2M 10 z8 . r8 r7 m( z 9 z8 ) z8 z 7 Передаточное отношение вариатора (без учета трения) u110 M 10 . M1 Отсюда M 10 u110 M 1 . 43 Внутренний момент, создаваемый реакциями на блоке колес 4-9 M 49 R24r4 R89r9 . Здесь ri mzi / 2 i 4, 9 . Тогда после подстановки получим z 4 z3 z9 z7 M 4 9 M 1 u110 . ( z 9 z8 )( z8 z 7 ) ( z 4 z 2 )( z 2 z 3 ) (6.1) Внутренний момент, создаваемый реакциями на блоке колес 3 – 6 M 56 R35r5 R76r6 . Здесь ri mzi / 2 i 5, 6 . Тогда после подстановки получим z 2 z5 z8 z 6 M 5 6 M 1 u110 . ( z 9 z8 )( z8 z 7 ) ( z 4 z 2 )( z 2 z 3 ) (6.2) Условие равновесия вариатора в состоянии с одной степенью свободы имеет место при отсутствии относительного движения звеньев. В этом случае по условию равновесия статики для внешних сил имеем M 1 M 10 . Тогда u110 1 . Вариатор имеет замкнутый контур из зубчатых колес, позволяющий выразить все внутренние силы через внешние силы. При этом для внутренних сил имеет место принципиальная возможность взаимного уравновешивания. Равновесие внутренних сил выражается условием M 49 M 56 . С учетом полученных выражений z 4 z3 z9 z7 z 2 z5 z8 z 6 M1 M1 . Или ( z 4 z 2 )( z 2 z 3 ) ( z 9 z8 )( z8 z 7 ) ( z 4 z 2 )( z 2 z 3 ) ( z 9 z8 )( z8 z 7 ) ( z 4 z3 z 2 z5 )( z9 z8 )( z8 z 7 ) ( z9 z 7 z8 z 6 )( z 4 z 2 )( z 2 z3 ) . (6.3) Формула (6.3) позволяет подобрать числа зубьев колес обеспечивающих равновесие как внешних, так и внутренних сил в состоянии движения с одной степенью свободы. Увеличение выходного момента сопротивления приведет к уменьшению угловой скорости вращения выходного вала и к переходу устройства в состояние движения с двумя степенями свободы и с относительным движением зубчатых колес в замкнутом контуре. В этом случае равновесие системы можно определять также по принципу возможных перемещений (возможных работ). Для внешних сил условие равновесия определяется равенством работ или мощностей на входном и выходном водилах. Для внутренних сил условие равновесия определяется равенством работ или мощностей на промежуточных блоках колес 4-9 и 5-6. При известных угловых скоростях внешних звеньев угловые скорости внутренних промежуточных звеньев могут быть однозначно выражены через угловые скорости внешних звеньев. Поэтому равновесие внешних сил системы, движущейся с двумя степенями свободы, с учетом 44 силовых и кинематических параметров приведет к равновесию внутренних сил. Движущаяся система с двумя степенями свободы будет находиться в равновесии. Вариатор переходит в состояние с двумя степенями свободы, если M 10 M 1 . При этом равновесие внешних сил будет иметь место по принципу возможных перемещений M 11 M 1010 . Замкнутый контур позволяет обеспечить равновесие внутренних сил по принципу возможных перемещений согласно уравнению M 494 M 565 , так как моменты на блоках колес противоположны по направлению, а угловые скорости блоков колес одинаковы по направлению. В этом случае передача движения с сохранением двух степеней свободы будет иметь место до тех пор, пока имеют место внутренние моменты. Максимально возможный момент сопротивления соответствует остановке одного из блоков колес и переходу в состояние с одной степенью свободы. Остановка блока колес происходит при обращении в нуль внутреннего момента на блоке колес. Для блока колес 4-9 условие остановки блока имеет вид M 49 0 или z4 z3 ( z9 z8 )( z8 z7 ) umaxz9 z7 ( z4 z2 )( z2 z3 ) . где u max (6.4) M 10 max . M1 Формула (6.4) позволяет подобрать числа зубьев колес обеспечивающих равновесие как внешних, так и внутренних сил в состоянии с двумя степенями свободы при максимально возможном моменте сопротивления. Аналогичный вид имеет формула, определяющая условие остановки блока колес 5-6 (6.5) z 2 z5 ( z9 z8 )( z8 z7 ) umax z8 z6 ( z 4 z 2 )( z 2 z3 ) . Формула (6.5) используется в случае обращения в нуль момента на блоке колес 5-6. Таким образом, формулы (6.3), (6.4), (6.5) позволяют подобрать числа зубьев колес для обеспечения начала движения в состоянии с одной степенью свободы и эксплуатационного режима движения в состоянии с двумя степенями свободы при заданном максимальном передаточном отношении. Помимо формул (6.3), (6.4), (6.5), обеспечивающих равновесие системы, имеют место известные формулы взаимосвязи чисел зубьев колес в каждом планетарном ряде (условия соосности) 45 z5 z 4 z 2 z 3 . (6.6) z 6 z 9 z8 z 7 . (6.7) Поэтому синтез зубчатого вариатора сводится к определению чисел зубьев колес с использованием двух формул (6.3) и (6.4) или (6.3) и (6.5), определяющих равновесие системы, и двух формул (6.6), (6.7), определяющих геометрию системы. Из восьми чисел зубьев колес следует задаться четырьмя числами, а остальные определить из системы четырех уравнений. 6.2 Синтез зубчатого вариатора с задним ходом Во многих случаях (например, в трансмиссии автомобиля) возникает необходимость обеспечения заднего хода выходного вала передачи. Задний ход выходного водила может быть обеспечен без прерывания энергетического потока с помощью торможения одного из зубчатых колес и перехода вариатора в состояние с одной степенью свободы. Адаптивный зубчатый многорядный планетарный вариатор для обеспечения заднего хода представлен на рисунке 6.2. Схема вариатора была подобрана с использованием картины скоростей. Картина скоростей позволила путем рассмотрения различных вариантов схем зубчатого вариатора создать схему, обеспечивающую задний ход выходного вала при торможении одного из колес. Задний ход выходного водила конструктивно обеспечивается путем включения в вариатор, представленный на рисунке 6.1, дополнительного сателлита 11 и кольцевого зубчатого колеса 12, находящихся в зацеплении. В схему вариатора вводится также тормоз 13, обеспечивающий остановку колеса 12 при создании заднего хода. В эксплуатационном режиме движения колеса 11 и 12 вращаются в соответствии с выполняемым технологическим процессом. Для создания заднего хода колесо 12 останавливается тормозом 13. Вариатор переходит в состояние с одной степенью свободы с заданным фиксированным передаточным отношением, обеспечивающим задний ход. Можно установить взаимосвязь чисел зубьев колес для обеспечения заднего хода (рис. 6.2). 46 6 13 5 7 3 0 12 12 11 1 21 8 11 2 10 9 4 Рис. 6.2. Адаптивный зубчатый многорядный планетарный вариатор с задним ходом Составим уравнения взаимосвязи параметров передачи при неподвижном колесе 12. Передаточное отношение от центрального колеса 4 к входному водилу 1 при остановленном колесе 12. z z u41 1 u4(1)12 . Или u41 1 2 12 . z 4 z11 Передаточное отношение от центрального колеса 5 к входному водилу 1 при остановленном колесе 12. zz u51 1 u5(1)12 . Или u51 1 3 12 . z5 z11 Связь между угловыми скоростями колес 9 и 6 при неподвижном выходном водиле 10 имеет вид 6 10 ) u6(10 9 . Или 9 10 6 10 z z 7 9 . 9 10 z 6 z8 Разделим числитель и знаменатель левой части формулы на 1 , чтобы получить передаточное отношение заднего хода неподвижном колесе 12 47 u r u1(1210) 1 / 10 при 6 / 1 10 / 1 z 7 z 9 u u z z . Или 61 101 7 9 . 9 / 1 10 / 1 z 6 z8 u91 u101 z 6 z8 Здесь u101 1 / ur , u61 1 u6(1)12 , u6(1)12 z 3 z12 z z z z и u61 5 11 3 12 . z 5 z11 z5 z11 u91 1 u9(1)12 , u9(1)12 z 2 z12 z z z z и u91 4 11 2 12 . z 4 z11 z 4 z11 Тогда после подстановки получим z z z z z z z z z z z z u r ( 5 11 3 12 7 9 4 11 2 12 ) 1 7 9 . z5 z11 z 6 z8 z 4 z11 z 6 z8 (6.8) Формула (6.8) позволяет подобрать числа зубьев колес заднего хода 11, 12 при известных числах зубьев колес прямой передачи и заданном передаточном z z отношении заднего хода u r . Обозначим A 7 9 . Тогда из формулы (6.8) z 6 z8 следует A 1 z4 z5 z11 . Или z12 ( A 1) ur z3 z4 Az2 z5 1 ur ( A 1) z4 z5 z11 . z12 ur z3 z4 Az2 z5 (6.9) Формула (6.9) позволяет определить число зубьев колеса 12 z12 по заданным числам зубьев колес прямой передачи, задавшись числом зубьев колеса 11 передачи заднего хода. 6.3 Алгоритм синтеза зубчатого многорядного вариатора Алгоритм синтеза адаптивного зубчатого вариатора, представленного на рис. 6.2. Исходные данные: передаточное отношение заднего хода ur , числа зубьев колес z1 , z3 , z5 , z6 , z7 , z8 , z9 , z11 . Определить: число зубьев колеса заднего хода z12 и основные размеры зубчатых колес и водил r1 , r2 , r3 , r4 , r5 , r6 , r7 r8 , r9 , r10 , r11 , r12 . Решение 1) Вычислить 48 A z7 z9 , z6 z8 1 ur ( A 1) z4 z5 z11 , z12 u z z Az z r 3 4 2 5 ri mzi / 2 i 2,...9, 11, 12, r1 r1 r2 , r10 r4 r5 . 2) Печатать z12 , r1 , r2 , r3 , r4 , r5 , r6 , r7 r8 , r9 , r10 , r11 , r12 . 49 7 ЗУБЧАТЫЕ ВАРИАТОРНЫЕ ПРИВОДЫ 7.1 Адаптивная коробка передач автомобиля Адаптивная коробка передач автомобиля (рис. 1) представляет собой адаптивный зубчатый вариатор с задним ходом и с пусковым тормозом. Устройство адаптивного зубчатого вариатора с задним ходом было представлено ранее (пункт 6, рис. 6.2). В рассматриваемой схеме (рис. 7.1) добавлен стартовый тормоз 14. 14 13 6 5 7 3 0 12 12 11 1 21 8 11 2 10 9 4 Рис. 7.1. Адаптивный зубчатый вариатор коробки передач автомобиля Используемая в настоящее время коробка передач в виде фрикционного вариатора размещена после муфты сцепления. Вход коробки передач воспринимает преобразованный муфтой переменный движущий момент. Выходной вал коробки передач воспринимает переменный момент сопротивления. Входной вал коробки передач с адаптивным зубчатым вариатором должен воспринимать постоянный движущий момент, передаваемый от двигателя без помощи муфты сцепления. Выходной вал коробки передач должен воспринимать уменьшенный с помощью муфты переменный момент сопротивления. Муфта сцепления в обычной трансмиссии автомобиля и в трансмиссии с адаптивным зубчатым вариатором действует по-разному. В обычной трансмиссии начало движения (старт) происходит, когда на входном валу коробки передач стартовый момент сопротивления уменьшен фиксированным передаточным отношением. Муфта сцепления при включении обеспечивает 50 старт входного вала коробки передач на малой скорости с преодолением малого момента сопротивления. Затем двигатель увеличивает скорость движения вала (путем увеличения мощности), скорость движения автомобиля увеличивается, а момент сопротивления на входном валу коробки передач уменьшается. Далее происходит переключение коробки передач на следующую ступень. В трансмиссии с адаптивным зубчатым вариатором фиксированное передаточное отношение отсутствует. Наибольший стартовый момент имеет место на неподвижном выходном валу вариатора. Механизм имеет одну степень свободы и не может начать движение выходного вала. Выходной вал может вращаться как одно целое с входным валом при отсутствии сопротивления. Поэтому муфта сцепления должна располагаться перед выходным валом вариатора. Муфта сцепления должна обеспечить старт путем передачи момента сопротивления на выходной вал вариатора с постепенным его увеличением. В этом случае при включении муфта сцепления обеспечивает уменьшение скорости вращения выходного вала вариатора с увеличением момента сопротивления до достижения его максимальной величины. В этот момент начинается вращение выходного вала вариатора в режиме с двумя степенями свободы. Происходит саморегулирование с уменьшением момента сопротивления и увеличением скорости движения. Возможен традиционный вариант размещения муфты сцепления между двигателем и вариаторной коробкой передач. Но в этом случае для выполнения старта необходимо создать фиксированное передаточное отношение вариатора путем остановки блока центральных колес 5-6 тормозом 14 (рис. 7.1). Адаптивная коробка передач обеспечивает плавную работу с двигателем, включенным на полную мощность, при переменном сопротивлении движению без использования какой-либо системы управления. Включение заднего хода может быть выполнено с помощью тормоза 13 и возможно без прерывания потока мощности. Пусковой тормоз 14 может обеспечить старт при тяжелых условиях с большой стартовой нагрузкой. Адаптивная коробка передач с зубчатым вариатором имеет простейшую конструкцию в виде зубчатого механизма с постоянным зацеплением зубчатых колес. Передача мощности от двигателя к колесам автомобиля происходит без прерывания потока мощности даже при включении заднего хода. Такая технология обеспечивает высокую износостойкость и долговечность зубчатых колес. Идеальное соответствие адаптивной коробки передач условиям работы обеспечивает плавную работу трансмиссии автомобиля в любых экстремальных условиях. Саморегулирование, свойственное адаптивной коробке передач обеспечивает отсутствие каких либо рассогласований между системой управления и требуемым режимом работы, свойственным 51 управляемым коробкам передач. Возможные перегрузки не могут повредить адаптивную трансмиссию автомобиля, поскольку при перегрузке произойдет остановка трансмиссии при работающем двигателе. Вариаторная адаптивная коробка передач автомобиля имеет следующие неоспоримые преимущества перед автоматом и фрикционным вариатором: простота конструкции, отсутствие системы управления, полная адекватность режиму движения (при отсутствии любых настроек), высокая надежность, малые размеры и вес. 7.2 Адаптивный привод модуля манипулятора В настоящее время в манипуляторах используются приводы с жесткой связью между двигателем и подвижной частью модуля (с постоянным передаточным отношением). Такой привод не способен обеспечить приспособляемость к переменной нагрузке, которая функционально действует в манипуляторе в соответствии с фазами движения: разгон (пуск), установившееся движение и торможение. Плавная работа модуля манипулятора требует плавного изменения скорости движения модуля на разных фазах движения. 1 2 . A 3 4 5 6 B 7 8 Рис. 7.2. Адаптивный привод модуля поступательного движения Привод с жесткой связью в виде передаточного механизма с одной степенью свободы не способен обеспечить плавное регулирование скорости движения. В результате каждый модуль движется с рывками и вибрациями. Двигатель привода выбирается по максимальной мощности сопротивления 52 (которая имеет место на старте из-за больших инерционных нагрузок), а не по минимально возможной мощности. Это приводит к увеличению габаритов и веса привода. Для сравнения, двигатель привода без коробки передач должен иметь мощность в 3 – 4 раза больше двигателя с коробкой передач. Адекватный привод должен иметь переменное передаточное отношение. Однако применение регулируемой коробки передач в приводе манипулятора является невозможным из-за увеличения размеров и веса привода. Представляется целесообразным применить адаптивный зубчатый вариатор в приводе модуля манипулятора. Такой привод самостоятельно приспосабливается к переменной нагрузке (без системы управления) и является простым по конструкции. Адаптивный привод с зубчатым вариатором обеспечивает идеальное соответствие к переменной нагрузке и позволяет выбирать двигатель по средней мощности сопротивления. Модуль поступательного движения манипулятора с адаптивным приводом (рис. 7.2) содержит следующие части: А – неподвижная часть модуля: 1. Плита. 2. Стык для соединения с предыдущим модулем. 3. Направляющие для гайки. 4. Электродвигатель. 5. Адаптивный зубчатый вариатор. 6. Рабочий винт. В – подвижная часть модуля: 7. Ходовая гайка. 8. Стык для соединения с последующим модулем. 1 2 A B 3 4 5 Рис. 7.3. Адаптивный привод модуля вращательного движения Модуль вращательного движения манипулятора с адаптивным приводом (рис. 7.3) содержит следующие части: 53 А – неподвижная часть модуля: 1. Плита. 2. Стык для соединения с предыдущим модулем. 3. Электродвигатель. 4. Адаптивный зубчатый вариатор. В – подвижная часть модуля: 5. Стык для соединения с последующим модулем. Адаптивный зубчатый вариатор модуля имеет переменное передаточное отношение, которое зависит от нагрузки на выходном валу. В приводе модуля поступательного движения (рис. 7.2) редуктор передает вращение от электродвигателя на рабочий винт, который перемещает ходовую гайку и подвижную часть модуля. Во время работы электродвигатель постоянной мощности 4 передает вращение через адаптивный редуктор 5 на рабочий винт 6. Рабочий винт 6 перемещает ходовую гайку 7 вместе с подвижной частью модуля по направляющим 3. Адаптивный редуктор 5 обеспечивает вращение рабочего винта 6 со скоростью обратно пропорциональной моменту сопротивления, который соответствует внешней нагрузке модуля. Уравнения кинематики модуля поступательного движения определяют связь линейного движения ходовой гайки 7 и выходного стыка 8 с вращением вала электродвигателя 4 (рис. 7.2). Скорость движения ходовой гайки и подвижной части модуля V 7 nH 2 p мм/мин, где nH 2 - число оборотов в минуту выходного водила H 2 и выходного вала адаптивного редуктора, p - шаг винтовой линии гайки. Здесь nH 2 nH 1 / u ( nH 1 - число оборотов в минуту входного водила H 1 и вала электродвигателя, u переменное передаточное отношение V 7 nH 1 p / 60 u мм/с. Линейное адаптивного перемещение редуктора). ходовой Тогда гайки S 7 nH 1 p t / 60 u мм, где t - время. Датчик линейного перемещения управляет движением модуля по заданной программе. В приводе модуля вращательного движения (рис. 7.3) редуктор передает вращение от электродвигателя 3 на адаптивный редуктор 4, подвижную часть модуля B и выходной стык 5. Адаптивный редуктор 4 обеспечивает вращение выходного стыка 5 со скоростью, обратно пропорциональной моменту сопротивления, который соответствует внешней нагрузке модуля. Уравнения кинематики модуля вращательного движения определяют связь углового движения выходного стыка 5 с вращением вала электродвигателя 4. Частота вращения выходного стыка равна частоте вращения выходного водила H 2 и выходного вала адаптивного редуктора. Датчик углового перемещения управляет движением модуля по заданной программе. Адаптивный привод модуля манипулятора демонстрирует принципиально новое явление при достижении максимального значения 54 переменного сопротивления. В этот момент подвижная часть модуля остановится, а электродвигатель будет продолжать движение с прежней скоростью. Имеет место стоповый режим движения. Стоповый режим движения предотвращает аварийные ситуации, возможные отказы в работе системы управления, а также позволяет преодолевать предельные нагрузки путем взаимодействия модулей между собой. C’ A 1 0 2 B h C 3 G h0 C0 G Рис. 7.4. Взаимодействие адаптивных модулей Рассмотрим робот с двумя адаптивными модулями (рис. 7.4), содержащий основание 0, модуль подъёма 1 с адаптивным приводом вращательного движения в точке A и модуль выдвижения руки 2 с адаптивным приводом поступательного движения в точке B . В схвате 3 (точка C ) размещено перемещаемое изделие весом G . Подъем изделия производится модулем 1. Привод модуля 1 обеспечивает поворот в направлении стрелки и преодолевает момент сопротивления M Gh ( h - плечо силы сопротивления G ). В начальном положении модуль поворота 1 расположен вертикально и плечо h 0 . Во время поворота плечо h увеличивается и увеличивается момент сопротивления M . При достижении максимального для привода момента сопротивления M M max рабочий орган (звено 1) останавливается, и привод переходит в стоповый режим. Электродвигатель привода продолжает работать, а изделие в схвате 3 (точка C ) остаётся неподвижным. В этот момент система управления робота должна включить привод поступательного движения модуля 2. Звено 2 начинает перемещать схват 3 с изделием в направлении стрелки. 55 Плечо h начинает уменьшаться. Привод модуля вращательного движения 1 выходит из стопового режима движения и обеспечивает подъем изделия совместно с модулем 2 поступательного движения руки в пололжение C ' . Конечное положение робота показано пунктиром. Таким образом, происходит непрерывная адаптация робота к условиям движения. Робот с адаптивными приводами модулей требует использования двигателей со значительно меньшей мощностью по сравнению с обычными приводами. 7.3 Адаптивный привод ветротурбинной установки Привод ветротурбинной установки представляет собой механизм, который преобразует переменную скорость вращения ветрового колеса в постоянную скорость вращения вала электрического генератора. 1 2 D D 1 2 5 D 4 C B E 3 A 6 8 9 10 1 7 1 Рис. 7.5. Адаптивный привод генератора ветротурбинной установки Следующие проекты используются с этой целью: 56 - Управляемое изменение угла наклона лопастей ветроколеса и использование средств электроники для корректировки частоты вырабатываемой электроэнергии. Ветроэнергетические агрегаты имеют сложные по конструкции управляемые лопасти, многоступенчатый редуктор между ветроколесом и электрогенератором, электрогенератор с электронной системой управления частотой, электронную систему управления положением лопастей. Эти решения сложны, имеют низкую эффективность ветроэнергетической установки и надежность ее работы, а также удорожают ее стоимость. - Использование гидродинамических передач от ветрового колеса к генератору, позволяющих преобразовать переменную скорость вращения ветроколеса в постоянную скорость вращения вала электрического генератора. Гидродинамическая передача содержит зубчатый мультипликатор, зубчатый дифференциальный механизм с двумя степенями свободы и замыкающий механизм в виде гидродинамического преобразователя, который соединяет звенья дифференциального механизма с возможностью их относительного движения. Такая передача имеет чрезвычайно сложную конструкцию, которая содержит гидродинамическую передачу, многоступенчатый зубчатый механизм, механизм переключения передач и систему управления передачами. Гидродинамическая передача имеет неудовлетворительное качество системы управления, допускающей сбои и погрешности, сложность технического обслуживания и ремонта. - Фрикционные бесступенчато регулируемые передачи в виде фрикционных вариаторов. Эти проекты также обладают низкой надежностью при высокой конструктивной сложности. Для создания эффективного привода ветротурбинной установки необходимо использовать адаптивный зубчатый вариатор. Адаптивный зубчатый вариатор позволяет создать адаптивный привод ветротурбинной установки, который является идеально приспособленным к условиям работы. Адаптивный привод ветротурбинной установки представляет собой зубчатый механизм с адаптивным вариатором, который преобразовывает переменную скорость вращения ветрового колеса в постоянную скорость вращения вала генератора без использования системы управления. Преимущества адаптивного привода: простота и надежность. Схема адаптивной трансмиссии ветровой турбины [41] представлена на рис. 7.5. Привод генератора содержит ветроколёса 1 и 2, вращающиеся в противоположные стороны, дифференциальный зубчатый механизм с двумя степенями свободы, содержащий колёса 3, 4, 5, 6, 7 и водило 8, вспомогательный электродвигатель переменного тока с подвижным статором 9, 57 основной трёхфазный генератор переменного тока 10 и электрический генератор постоянного тока 11 для обмоток возбуждения основного генератора 10. Во время работы ветер переменной скорости приводит в движение ветровые колеса 1 и 2, которые вращаются в противоположные стороны. Ветровые колеса 1 и 2 передают движение на адаптивный механизм 3-4-5-6-7-8 с двумя степенями свободы. Адаптивный механизм с помощью водила 8 приводит в движение статор вспомогательного электродвигателя переменного тока 9, ротор которого вращает ротор основного генератора 10. Вспомогательный трёхфазный электрический двигатель 9 получает часть энергии от трёхфазного генератора 10 (в объеме около 10% мощности основного генератора) и выполняет функцию мультипликатора, увеличивая скорость вращения водила 8. Вспомогательный трёхфазный электрический двигатель 9 обеспечивает постоянную частоту вращения ротора основного генератора 10 при переменной скорости ветрового потока. Одновременно зубчатое колесо 7 привода приводит в движение генератор 11 постоянного тока, который питает обмотки возбуждения основного генератора 10. Скорость вращения ротора генератора 7 и сила тока зависит от скорости ветрового потока. Поэтому мощность основного генератора 10 будет зависеть от мощности ветрового потока. Таким образом, основной генератор переменного тока 10 будет вырабатывать электрический ток с постоянной частотой, но с переменной мощностью, зависящей от мощности ветрового потока. Разработанная схема ветровой турбины обеспечивает преобразование переменной ветровой энергии в электрическую энергию асинхронного генератора с постоянной частотой электрического тока. Наличие двух ветровых колес, вращающихся в противоположные стороны, обеспечивает эффективное использование ветровой энергии, уравновешивание колес и адаптацию к направлению ветрового потока. Разработанная схема создает принципиально новый способ использования ветровой энергии. Схема имеет две степени свободы, что позволяет разделить переменную ветровую энергию на два потока: привод вала основного трехфазного генератора и привод вспомогательного генератора для тока обмотки возбуждения. Разделенные потоки энергии объединяются на основном генераторе снова. В результате имеет место замкнутый контур передачи энергии, который обеспечивает новый автономный эффект: полное использование ветровой энергии и получение электрического тока постоянной частоты без системы управления. Разработанные теоретические закономерности взаимосвязи параметров 58 адаптивной трансмиссии ветровой турбины основаны на использовании открытия «Эффект силовой адаптации в механике». Эти закономерности позволяют определить технологические параметры адаптивной трансмиссии и выполнить силовой и кинематический расчет ветровой турбины для разработки конкретной конструкции. Адаптивная трансмиссия ветровой турбины эффективно использует энергию ветра, самостоятельно приспосабливается к переменной ветровой энергии без использования системы управления и имеет конструктивную простоту. Адаптивная трансмиссия ветровой турбины определяет новые высокоэффективные перспективы развития ветроэнергетики. 7.4 Адаптивный вибрационный привод экстремального действия Приводы машин, которые используются сейчас, не обладают возможностью, приспособиться к экстремальным условиям эксплуатации. Такие условия связаны с возможными трудностями движения из-за отклонения от норм обслуживания (например, из-за длинной бездеятельности механизма, ухудшения условий смазки, незначительных повреждений и деформаций звеньев, разности температур, и т.д.). В условиях невозможности устранения малых неисправностей в движении (например, в аэронавтике) незначительная неточность сервисного механизма может послужить причиной несчастного случая. Главный недостаток существующих приводов - "жесткая" связь двигателя с исполнительным рабочим органом через передаточный механизм с одной степенью свободы. В этом случае незначительное препятствие в движении исполнительного механизма или его заклинивание может назвать поломку привода. Адаптивный привод с адаптивным зубчатым вариатором имеет возможность преодолевать аварийные ситуации. Поломка привода не произойдет даже при наличии препятствия, приводящего к остановке рабочего органа. Условия пуска такого механизма допускают существенный рост пускового усилия за счет малой величины пусковой скорости рабочего органа при постоянной мощности двигателя. Предлагается дополнительно использовать условия вибрационного воздействия на рабочий орган, чтобы существенно улучшить условия пуска и начало движения рабочего органа при наличии препятствия его движению. С этой целью предлагается включить упругие связи и неуравновешенные массы в зубчатый вариатор. Адаптивный зубчатый вибрационный вариатор будет создавать вибрационное воздействие на рабочий орган. Вибрационное воздействие в сочетании с силовой приспособляемостью обеспечит возможность надежного 59 преодоления стартового сопротивления в начале движения и перегрузок в эксплуатационном режиме движения машины. Адаптивный зубчатый вибрационный вариатор (рис. 7.6) содержит стойку 0, входное водило H 1 , входной сателлит 2, блок центральных зубчатых колес с внешними зубьями (солнечных колес) 1 - 4, блок центральных зубчатых колес с внутренними зубьями (эпициклических колес) 3 - 6, выходной сателлит 5 и выходное водило H 2 . Зубчатые колеса 4-1, 2, 3-6, 5 образуют замкнутый контур. Колеса 1 и 4 связаны упругим валом. Колеса 3 и 6 также связаны упругим валом. Сателлит 2 имеет неуравновешенную массу m . 3 m 2 E C 5 B H1 A 1 6 K H2 G D 4 A 0 Рис. 7.6. Зубчатый адаптивный вибрационный вариатор На входное водило H 1 действует внешний активный момент M H 1 , на выходное водило H 2 действует внешний момент сопротивления M H 2 . Как показано в [5, 6] благодаря наличию двух степеней свободы и дифференциальной связи внутри замкнутого контура выходное водило H 2 движется вполне определенно со скоростью, обратно пропорциональной выходному моменту сопротивления. Наличие упругих валов, соединяющих колеса, приведет к появлению динамических импульсов при передаче движения на выходное водило. Входное водило H1 с неуравновешенным сателлитом 2 показано на рис. 7.7. 60 C 2 m I N α T FH1 B D H1 A Рис . 7.7. Входное водило с неуравновешенным сателлитом Водило H 1 передает входную движущую силу FH 1 на сателлит 2. Сила FH 1 передается в точках C и D на колеса 3 и 1 в виде постоянных движущих сил FH 1 / 2 . Неуравновешенная масса m создает на сателлите 2 центробежную силу инерции I mr22 , где r - радиус расположения центра массы m на сателлите 2, 2 - угловая скорость сателлита 2. Переместим силу I по линии ее действия в точку B и разложим ее на составляющие. Обозначим - угол поворота радиуса r . Составляющая силы инерции N mr22 cos действует на стойку. Составляющая силы инерции T mr22 sin передается в точках C и D на колеса 3 и 1 в виде переменных возмущающих сил T / 2 . Постоянные движущие силы FH 1 / 2 передаются через блоки колес 1-4 и 3-6 на выходной сателлит 5 и далее на выходное водило H 2 . Эти силы преодолевают силу сопротивления RH 2 в точке K . Переменные вынуждающие силы T / 2 преодолевают упругие силы сопротивления в блоках колес 1-4 и 3-6 (так как колеса в каждом блоке соединены упругим валом). Возбуждающие силы создают упругие колебания на колесах 4 и 6, которые передаются к выходному сателлиту 5 и далее к выходному водилу H 2 в виде вибраций. Эти силы создают вибрационное действие в точке K , которое помогает преодолеть силу сопротивления RH 2 при перегрузках. При наибольшей нагрузке выходное водило остановится, а механизм будет продолжать движение с одной степенью свободы с передачей вибрационного воздействия на остановленное выходное водило. 61 Условие взаимосвязи жесткостей валов и моментов инерции колес 4 и 6: c6 J 6 . с4 J 4 Расчеты показывают, что выполнение этого условия обеспечивает равенство амплитуд колебаний колес 4 и 6. Угловая скорость H 2 выходного водила Н 2 изменяется по гармоническому закону относительно средней угловой скорости. Частота колебаний в упругом контуре высока и имеет вибрационный характер, что в сочетании с эффектом силовой адаптации предопределяет высокую надежность трогания с места (старта) за счет вибрационного воздействия на выходной рабочий орган. Выполненные научные исследования позволяют создать простой и надежный адаптивный вибрационный привод сервисного механизма, например, для авиационной техники. 7.5 Адаптивное мотор-колесо Мотор-колеса используются для привода транспортной машины. Моторколесо представляет собой комплексный агрегат, включающий электродвигатель, силовую передачу, собственно колесо и тормоз. 6 5 1 2 4 3 Рис. 7.8. Мотор колесо с адаптивным зубчатым вариатором Мотор-колесо для привода транспортной машины требует использования переключаемой ступенчатой силовой передачи. Имеет место необходимость управляемого согласования усилий на разных колесах с помощью системы 62 управления. Электропривод с гидродинамической коробкой передач нерационально использовать в качестве привода мотор-колеса из-за больших габаритов. Электропривод с двигателем постоянного тока также является громоздким. Зубчатый адаптивный вариатор позволяет создать малогабаритное адаптивное мотор-колесо, обладающее идеальной приспособляемостью к условиям совместного движения всех колес транспортной машины без использования системы управления. Саморегулирующееся мотор-колесо с адаптивным зубчатым вариатором содержит следующие основные части (рис. 7.8): 1. Рама. 2. Ступица. 3. Электродвигатель. 4. Адаптивный зубчатый вариатор. 5. Обод колеса. 6. Шина. Мотор колесо с адаптивным зубчатым вариатором имеет малые габариты и обеспечивает адаптацию колеса к переменной технологической нагрузке без какой-либо системы управления. Мотор колесо с адаптивным механическим редуктором обладает способностью самостоятельно приспосабливаться к сопротивлению движению за счет использования адаптивного вариатора. Адаптивный вариатор использует эффект силовой адаптации, позволяющий автоматически изменять передаточное отношение без использования коробки передач. Это позволяет упростить конструкцию, значительно уменьшить габариты редуктора, повысить его надежность и кпд. Мотор-колесо с адаптивным электроприводом идеально адаптируется к переменной технологической нагрузке без использования каких-либо систем управления. Например, ведущие мотор-колеса, установленные на электромобиле, обеспечат полную адаптацию к движению электромобиля на повороте с соответствующими разными скоростями вращения колес. 7.6 Тяговая тележка рельсового транспорта с адаптивными моторколесами Колесные пары электрического подвижного состава приводятся во вращение тяговыми двигателями, которые размещены в тяговых тележках. Рама локомотива, например ТЭМ-2, устанавливается на две тяговые тележки (рис. 7.9). 63 4 3 1 6 5 2 2 Рис. 7.9. Тяговая тележка локомотива Тяговая тележка содержит раму 1, колесные пары 2, тяговые двигатели 3, тяговые передачи 4, рессорное подвешивание 5 и рычажно-тормозные передачи 6. Широкое применение получил индивидуальный тяговый привод, при котором каждая колесная пара приводится во вращение своим тяговым двигателем. Вал двигателя соединен с осью колесной пары зубчатой передачей, которая имеет постоянное передаточное отношение. Окружная скорость колес каждой колесной пары зависит от радиуса колеса и характеристики тягового двигателя. Радиусы колес в разных колесных парах являются разными из-за неточностей изготовления и разной степени износа. Характеристики двигателей в разных колесных парах определяются электрическими параметрами, которые совпадают с некоторыми отклонениями. В результате окружные скорости колес колесных пар являются разными. Это приводит к рассогласованию тяговых усилий, когда одна колесная пара частично тормозит другую. Рассогласование тяговых усилий вызывает скольжение колес по рельсам и снижение коэффициента сцепления. Пружинное крепление двигателя к раме тележки не способно устранить рассогласование тяговых усилий, которое непрерывно накапливается. Тяговые тележки склонны к виляющему движению, которое вызывает повышенный износ рельсов и расстройство пути. Неровности пути и повороты усиливают скольжение колес по рельсам, приводит к вилянию колес. В условиях повышения скоростей подвижного состава указанные дефекты движения существенно увеличиваются. 64 Для устранения скольжения колес по рельсам необходимо обеспечить одинаковые окружные скорости колес всех колесных пар. Для этого необходимо создать систему управления тяговыми двигателями, исключающую их рассогласование, что является чрезвычайно сложной задачей. Другой вариант решения проблемы состоит в том, чтобы зубчатая передача от двигателя к колесной паре имела управляемое регулируемое передаточное отношение. Тогда необходимо создавать систему управления зубчатыми передачами, что также является трудноразрешимой проблемой. В последнее время появились патенты на простейшую адаптивную зубчатую передачу и на мотор-колесо с адаптивным зубчатым вариатором. Адаптивное мотор-колесо обладает идеальной приспособляемостью к условиям совместного движения всех колес транспортной машины без использования системы управления. Использование адаптивных мотор-колес позволит полностью устранить рассогласование тяговых усилий двигателей и скольжение колес. Тяговая тележка с адаптивными мотор-колесами обеспечит движение подвижного состава с высокой эффективностью без скольжения, виляния и потерь энергии. 7.7 Адаптивный привод электромобиля Электрический автомобиль является неотвратимым будущим автомобилестроения. В настоящее время крупнейшими рынками электрических автомобилей являются США, Япония, Китай и ряд европейских стран. В отличие от автомобиля с двигателем внутреннего сгорания электромобиль имеет более простую конструкцию, включающую минимальное количество движущихся частей, а значит более надежную. Основными конструктивными элементами электромобиля являются: аккумуляторная батарея, электродвигатель, трансмиссия, преобразователь постоянного тока и электронная система управления. В качестве тягового электродвигателя используют трехфазные синхронные (асинхронные) электрические машины переменного тока. Основными преимуществами электродвигателя являются: реализация максимального крутящего момента во всем диапазоне скоростей, возможность реверса, простота конструкции, возможность работы в режиме генератора. В ряде конструкций электромобилей используется несколько электродвигателей, которые приводят отдельные колеса, что значительно повышают тяговую мощность транспортного средства. Электродвигатель может быть помещен непосредственно в колесо автомобиля, 65 сокращая до минимума трансмиссию. Но такая схема электромобиля увеличивает неподрессоренные массы и ухудшает управляемость. Трансмиссия электромобиля содержит коробку передач и задний мост с дифференциалом и полуосями (рис. 7.10). Рис. 7.10. Трансмиссия электромобиля . Коробка передач электромобиля достаточно проста и на большинстве моделей представлена одноступенчатым зубчатым редуктором Рис. 7.11. Трехступенчатая коробка передач электромобиля Однако электромобиль все же нуждается в полноценной трансмиссии. Разработана трехступенчатая коробка передач электромобиля Antonov PLC, которая обеспечит экономию электроэнергии и увеличение максимальной скорости движения (рис. 7.11). Для автомобилей большой мощности, автобусов 66 и грузовиков управляемая коробка передач необходима, так как она позволит использовать электродвигатель значительно меньшей мощности. Принципиально более эффективным является использование мотор-колес для привода электромобиля. Однако мотор-колесо должно обеспечивать возможность регулирования скорости движения, особенно когда колеса движутся с разными скоростями (например, на повороте). Существующие сложные ступенчатые коробки передач не пригодны для использования в мотор-колесах, так как имеют большие габариты и сложную систему управления. Мотор-колесо автомобиля с управляемой коробкой передач является практически неразрешимой технической проблемой. Представляется целесообразным использовать для электромобиля электропривод с адаптивными мотор-колесами, обеспечивающими самостоятельную адаптацию каждого колеса к условиям движения. Представим концепцию проектирования трансмиссии электромобиля на основе использования электропривода с адаптивными мотор-колесами. Ходовая часть электромобиля представляет собой два ведущих адаптивных мотор-колеса. В каждом мотор-колесе размещен электродвигатель с встроенным малогабаритным адаптивным вариатором. Концепция построения трансмиссии электромобиля на основе использования адаптивных мотор-колес позволяет устранить управляемую коробку передач, дифференциал и полуоси. 7.8 Адаптивный привод для космической техники Управление космическим кораблем предусматривает его ориентацию и стабилизацию. Заданную траекторию корабля сохраняет только центр масс, а весь корабль под действием различных возмущающих сил может изменять положение относительно системы координат, связанной с центром масс. Система стабилизации обеспечивает неподвижное положение корпуса корабля относительно центра масс. Система ориентация обеспечивает заданное положение корпуса корабля по отношению к неподвижной системе координат, например, по отношению к Земле. Ориентация необходима для телескопов, направленных на космические объекты, для солнечных батарей, антенн и других устройств. После выполнения ориентации необходимо выполнить стабилизацию для сохранения полученного положения. Точность ориентации и стабилизации высока (до десятых долей угловой секунды). Затраты энергии на ориентацию и стабилизацию должны быть минимальными, так как энергетические ресурсы на борту ограничены. Ориентация осуществляется сравнительно просто. Достаточно кратковременно приложить соответствующий разворачивающий момент. 67 Стабилизация требует постоянных усилий. Сохранению полученной ориентации препятствуют различного рода регулярные и нерегулярные возмущения, компенсация которых и составляет задачу стабилизации. Система стабилизации должна работать непрерывно и быть чувствительной к переменным возмущающим моментам. Величина возмущающих моментов, приводящих космический корабль во вращение вокруг центра масс, может изменяться в широком диапазоне. Источники возмущающих моментов могут находиться как внутри корабля, так и снаружи. Причин возможных внешних возмущений - это силы аэродинамического сопротивления, гравитационное и магнитное поля Земли, давление солнечной радиации, столкновение с мелкими объектами и космическим мусором. Некоторые внешние воздействия, например, световое давление Солнца, могут быть полезными и использоваться как стабилизирующие факторы. Внутренние возмущения могут быть вызваны не только работой подвижных частей оборудования, но и перемещениями членов экипажа. Внешние возмущения естественного происхождения (аэродинамического, гравитационного или магнитного) характеризуются, с одной стороны, весьма малыми значениями возмущающего момента, с другой стороны, большой продолжительностью их действия. Например, гравитационное поле Земли будет действовать на космический корабль непрерывно, хотя возникающий при этом возмущающий момент будет относительно малым. Таким образом, если этот момент не компенсировать постоянно, то импульс момента может быть очень большим, а угловые скорости вращения будут расти неограниченно и станция может раскрутиться до большой скорости. Возмущающие моменты, которые могут возникнуть при швартовке корабля к борту космической станции, отличаются большой величиной, но они кратковременны. Наиболее просто придать устойчивое положение орбитальной станции, сообщив ей постоянное вращательное движение вокруг одной из ее осей. Такой способ стабилизации требует большого момента инерции станции вокруг оси вращения. Станция должна иметь форму тела вращения. Вращение станции может служить для создания на станции искусственной гравитации. Этот способ трудно совместить с проведением с борта станции большого числа геофизических и астрономических измерений. Методы стабилизации не вращающейся станции можно разделить на пассивные и активные. В пассивных методах компенсация возмущающих моментов осуществляется за счет энергии, приходящей извне. Источниками компенсирующих моментов могут быть либо внешние вращательные моменты 68 воздействия потенциальных полей Земли (гравитационного или магнитного), либо внешние силы аэродинамического сопротивления или светового давления. Активные методы стабилизации являются более эффективными. Активные методы стабилизации создают восстанавливающий момент за счет энергии, получаемой или запасенной на борту космического корабля. К таким методам относится стабилизация с помощью вращающихся маховиков и стабилизация реактивными соплами. Рис. 7.12. Стабилизация с помощью вращающихся маховиков: 1 - электродвигатель; 2 - маховик; 3 - подшипник В системе стабилизации маховиками, предложенной для космических аппаратов К.Э.Циолковским, используется инерционное свойство вращающегося тела сохранять неизменной свою ориентацию. Известно, что, чем выше угловая скорость вращения тела и чем больше его момент инерции, тем устойчивее положение этого тела в пространстве. Таким образом, в данной системе восстанавливающим фактором служит момент вращения маховика. Раскрутка и поддержание заданной скорости вращения маховика должны производиться электромоторами небольшой мощности, питающимися от бортовой системы энергоснабжения. Три таких маховика с осями, расположенными во взаимно-перпендикулярных направлениях, обеспечивают полную трехосевую стабилизацию корабля по тангажу, рысканию и крену (рис. 7.12). 69 Для усовершенствования системы можно взять три отдельных маховика, каждый из которых создает восстанавливающий момент только вокруг одной оси, и один сферический маховик с асинхронным электродвигателем, имеющим три взаимно-ортогональные обмотки. Сферическому маховику не нужны подшипники: подвеску можно осуществить либо с помощью магнитного или электростатического поля, либо на газовой подушке. Но возможности системы с маховиками по максимуму величины восстанавливающего момента далеко не безграничны и определяются предельной скоростью вращения маховиков. Поэтому реакция такой системы стабилизации на очень большие возмущения может оказаться недостаточной. Активная система стабилизации реактивными соплами является наиболее эффективной и уже используется на практике. Но она требует больших энергетических ресурсов. Инерционная система ориентации и стабилизации, основанная на использовании маховиков, является наиболее эффективной по расходу энергии. Эта система позволяет быстро и точно реагировать на любые внешние или внутренние возмущения, быстро и надежно изменять ориентацию станции. Технология работы привода маховика такова, что наибольшие энергетические затраты имеют место при старте (начале движения). Мощность двигателя определяется по его стартовой нагрузке. Для уменьшения требуемой мощности двигателя можно было бы использовать коробку передач с переменным передаточным отношением. В этом случае старт будет происходить с малой скоростью с последующим увеличением скорости движения. Однако такая конструкция привода является неприемлемой из-за ее конструктивной сложности, больших размеров и веса. Адаптивный электропривод с встроенным адаптивным зубчатым вариатором отличается простотой конструкции и позволяет преодолевать стартовую нагрузку двигателем малой мощности. Адаптивный вариаторный электропривод обладает способностью самостоятельно приспосабливаться к переменной технологической нагрузке, обладает высокой простотой и надежностью, имеет малые габариты и вес. Помимо использования адаптивного электропривода в системах ориентации и стабилизации он может быть применен в следующих устройствах космических аппаратов: системы поворота антенн, солнечных батарей, двигателей коррекции, рефлектора, механизм выдвижения мачты, электромеханический исполнительный орган (манипулятор). Перечисленные системы работают в открытом космосе при диапазоне рабочих температур ±1000С и в условиях вакуума до 10-13 мм рт. ст. При этом необходимо сохранение работоспособности при эксплуатационном ресурсе (без возможности замены и сервисного обслуживания), достигающем 20 лет. 70 Зубчатый редуктор космического применения должен удовлетворять следующим основным требованиям: 1. Кинематическая цепь должна иметь минимальную инерционность для уменьшения нагрузки на двигателе, с целью обеспечения достаточного быстродействия привода. 2. Момент трогания и мёртвый ход в кинематической цепи должны быть минимальными, стабильными в процессе эксплуатации (стабильность должна проявляться при переходе из рабочего состояния в консервацию и обратно). 3. Кинематическая цепь не должна быть источником крутильных колебаний (жёсткость должна обеспечивать нахождение частоты собственных колебаний вне области рабочих частот). 4. Массогабаритные характеристики должны иметь ограниченные величины. 5. Число звеньев передач должно быть минимальным. 6. Погрешность перемещений должна быть минимальной, оцениваемой несколькими угловыми секундами. Адаптивный электропривод с встроенным адаптивным зубчатым вариатором способен выполнить все перечисленные требования, отличается простотой конструкции, позволяет эффективно преодолевать стартовую нагрузку двигателем малой мощности, имеет малые габариты и вес. Адаптивные электроприводы являются эффективными средствами передачи движения в космической технике. 7.9 Адаптивный привод буровой установки В существующих буровых установках имеет место ступенчатое изменение угловой скорости инструмента с помощью принудительного переключения ступеней коробки передач. Кроме того, отсутствует постоянная связь между скоростью вращения инструмента и скоростью бурения. Это приводит к нарушению непрерывности процесса регулирования скорости при движении инструмента в породе переменной твердости и к перепадам в регулировании. В результате нарушается оптимальность процесса бурения, увеличивается износ инструмента и привода, возникают динамические удары и поломки. Процесс управления бурением основан на рекомендациях практики, является субъективным, сложным и несовершенным. Оптимальный по эффективности режим работы может быть обеспечен путем использования адаптивного зубчатого вариатора и создания адаптивнго двух функционального привода буровой установки. Такой привод сможет обеспечить оптимальный режим работы (вращение и подачу инструмента) с 71 возможной наибольшей скоростью за счет саморегулирования механизма, то есть при отсутствии какого-либо внешнего управления. Сейчас наиболее широкое применение получила буровая установка на базе автомобиля МАЗ-500. Механизмы бурового агрегата этой установки (ступенчатая коробка передач агрегата, лебедка, ротор и буровой насос) приводятся в движение от ходового двигателя через коробку передач автомобиля, карданный вал и коробку отбора мощности. Для указанной буровой установки разработана по аналогии схема адаптивного привода (рис.7.13). Схема адаптивного привода включает следующие узлы и устройства: 1. Двигатель с коробкой передач автомобиля и коробкой отбора мощности. 2. Адаптивная коробка передач агрегата. 3. Ротор. 4. Рабочая труба с буровым инструментом. 5. Силовая лебедка. 6. Тросовая система. 7. Вертлюг. 8. Индикатор веса. Рис. 7.13. Схема адаптивного привода буровой установки Адаптивный привод осуществляется от двигателя 1 адаптивной коробкой передач 2. Выходной вал коробки 2 приводит в движение одновременно ротор 3 и силовую лебедку 5. Ротор 3 с помощью конической передачи обеспечивает вращение рабочей трубы с буровым инструментом 4. Лебедка 5 обеспечивает поступательное движение инструмента 4 вниз с помощью тросовой системы 6 72 и вертлюга 7. Барабан лебедки 5 получает вращение от выходного вала коробки 2 через цилиндрическую, коническую и цепную передачи. Лебедка оснащена муфтой сцепления, тормозом и реверсом для подъема бурового инструмента. Индикатор веса 8 тросовой системы 6 контролирует величину осевой нагрузки на инструмент от силы тяжести. Технология бурения в существующих буровых установках предусматривает субъективный подбор наиболее эффективного по скорости режима бурения породы переменной твердости, которая оказывает переменное сопротивление движению инструмента. Технология бурения при использовании адаптивного привода исключает субъективный фактор. Она предусматривает постоянную заданную кинематическую взаимосвязь между скоростью вращения инструмента и скоростью подачи инструмента при постоянной мощности двигателя с обеспечением максимально возможной скорости движения. Адаптивный двухфункциональный привод буровой установки (рис. 7.14) содержит: – коробку передач в виде зубчатого дифференциального механизма, содержащего центральное зубчатое колесо 1, сателлит 2, центральное зубчатое колесо 3 и водило H ; – механизм привода лебедки с тросовой системой для опускания бурового инструмента, содержащий конические зубчатые колеса 4 и 5, цепную передачу со звездочками 6 и 7 на барабан лебедки и тросовую систему от барабана лебедки с полиспастом; – механизм привода ротора для вращения бурового инструмента, содержащий конические зубчатые колеса 8 и 9. В зубчатом дифференциальном механизме имеют место два входных звена – зубчатые колеса 1 и 3 и одно выходное звено – водило H . Первое входное звено (зубчатое колесо 1) соединено с валом двигателя, второе входное звено (зубчатое колесо 3) соединено с механизмом привода лебедки, а выходное звено (водило H ) соединено с механизмом привода ротора. Привод дает возможность обеспечить силовую адаптацию бурового инструмента к переменным нагрузкам. Во время работы двигатель приводит в движение первое входное звено коробки передач, зубчатое колесо 1. Буровой инструмент с трубами под действием силы тяжести движется поступательно и через тросовую систему с полиспастом и механизмом привода лебедки, включающим цепную передачу 6, 7 и коническую передачу 4, 5, приводит в движение второе входное звено коробки передач, зубчатое колесо 3. Входные звенья коробки передач, зубчатые колеса 1, 3, через сателлит 2 приводят в движение выходное звено коробки 73 передач, водило H . Водило H через механизм привода ротора, включающий коническую передачу 8, 9, приводит в движение ротор, обеспечивающий вращение бурового инструмента. Технологический процесс бурения скважины должен обеспечивать две функции движения бурового инструмента: 1)Вращение. 2)Поступательное движение. Привод буровой установки должен обеспечивать две вышеназванные функции движения бурового инструмента таким образом, чтобы при переменном сопротивлении вращению и поступательному движению бурового инструмента скорости этих движений были максимальными. В этом случае при любой твердости породы, противостоящей буровому инструменту, производительность бурения или скорость бурения будет максимально соответствующей силам сопротивления породы. 6 7 3 r 2 9 8 H 5 4 1 Рис. 7.14. Адаптивный двухфункциональный привод буровой установки Для создания коробки передач с указанными свойствами необходимо использовать эффект силовой адаптации, которым обладают механизмы с двумя степенями свободы. Адаптивная коробка передач в виде зубчатого дифференциального механизма с двумя степенями свободы и с постоянным зацеплением зубчатых колес (рис. 7.14) обеспечивает вышеуказанный процесс адаптации движения 74 бурового инструмента к переменному сопротивлению породы автоматически за счет свойств механизма коробки передач. Эффект силовой адаптации выходного рабочего органа к переменной внешней нагрузке обеспечивает увеличение скорости подачи и скорости вращения бурового инструмента при уменьшении продольной силы сопротивления породы и вращающего момента сопротивления породы (и наоборот) автоматически за счет свойств механизма привода с двумя степенями свободы. Во время работы двигатель передает на первое входное зубчатое колесо 1 адаптивной коробки передач входной момент M 1 , вращая его с угловой скоростью 1 . Буровой инструмент вместе с трубами, имеющий силу тяжести G , опускается механизмом привода лебедки, включающим коническую передачу 4, 5, цепную передачу 6, 7 и барабан лебедки радиуса r с тросовой системой. При этом тормоз лебедки, обеспечивает силу торможения инструмента P . От бурового инструмента на коробку передач передается сила F , играющая роль движущей силы и равная разности силы тяжести G и силы торможения P ( F G P ). Движущая сила F равна по величине и противоположна по направлению силе сопротивления породы при подаче бурового инструмента. Сила F от бурового инструмента передается на входное зубчатое колесо 3 с внутренними зубьями коробки передач через полиспаст с передаточным отношением U P , цепную передачу лебедки со звездочками 6, 7 (с передаточным отношением U C z6 , где z6 , z7 – числа зубьев звездочек) и z7 коническую передачу с зубчатыми колесами 4, 5 (с передаточным отношением z U K 4 , где z 4 , z5 – числа зубьев зубчатых колес). Общее передаточное z5 отношение от бурового инструмента на центральное входное зубчатое колесо 3 через механизм привода лебедки с тросовой системой равно U U PU CU K . Движущая сила F создает (без учета трения) на втором входном зубчатом колесе 3 адаптивной коробки передач входной момент M 3 , действующий с угловой скоростью 3 . M 3 UFr3 , 3 V ( r3 – радиус зубчатого колеса 3, V – Ur3 скорость поступательного движения бурового инструмента при его опускании). Выходное водило H коробки передач приводится в движение зубчатыми колесами 1 и 3 ( с числами зубьев z1 и z 3 ) через сателлит 2 (с числом зубьев z 2 ) . Момент сопротивления вращению M от бурового инструмента передается на выходное водило H коробки передач через 75 конические зубчатые колеса 8, 9 (с передаточным отношением U R z8 , где z9 z8 , z9 – числа зубьев колес 8, 9). Момент сопротивления вращению M (без учета трения) создает на выходном водиле H коробки передач вращающий момент M H , вращая его с угловой скоростью H . M H MU R , H UR ( – угловая скорость вращения бурового инструмента). При этом имеют место два независимых друг от друга технологических движения бурового инструмента: подача с линейной скоростью V и вращение с угловой скоростью . В приводе отсутствует жесткая кинематическая связь между ротором и лебедкой. Поэтому вращение и подача инструмента адаптируются друг к другу по силовым параметрам. При замедлении вращения и остановке водила H привод будет передавать движение на звездочку 7 и барабан лебедки, поднимающий буровой инструмент. Момент сопротивления вращению уменьшится, и вращение инструмента возобновится. При замедлении опускания инструмента привод будет замедлять вращение инструмента, уменьшая сопротивление вращению. Момент сопротивления вращению уменьшится, и скорость вращения начнет увеличиваться. Согласно принципу возможных перемещений мощности внешних сил на звеньях зубчатого механизма с двумя степенями свободы связаны соотношением M 11 M 33 M H H или M 11 FV M . (7.1) Угловые скорости зубчатых колес 1 , 3 , H связаны соотношением 1 H (H ) U 13 , 3 H где – (H ) U 13 передаточное отношение от колеса 1 к колесу 3 при неподвижном водиле H . U 13 (H ) z3 . z1 Или 1 UR V Ur3 U R U 13 (H ) . (7.2) 76 Формулы (7.1), (7.2) связывают при заданной мощности двигателя (параметры M 1 , 1 ) четыре переменных параметра M , F , , V . Два переменных параметра задаются произвольно – это силовые параметры M и F, соответствующие твердости породы. Два переменных параметра определяются решением системы уравнений (7.1), (7.2) – это скорости вращения и поступательного движения V бурового инструмента. Таким образом, будет иметь место силовая адаптация. При постоянных параметрах мощности двигателя M 1 , 1 и переменных силовых параметрах сопротивления породы M и F скорости вращения и поступательного движения V инструмента самостоятельно за счет свойств механизма с двумя степенями свободы приходят в соответствие к имеющим место силовым параметрам твердости породы и принимают максимально возможные значения. 7.10 Концепция привода спортивной техники Современная спортивная техника (автомобили, мотоциклы, велосипеды) приводится в движение с использованием коробок передач с управляемым переменным передаточным отношением. Коробка передач обеспечивает переменную скорость движения в зависимости от внешней нагрузки. Современная коробка передач имеет ступенчатое передаточное отношение (4 – 5 ступеней). На каждой ступени передаточное отношение постоянное, а скорость движения регулируется путём изменения мощности двигателя. Достижение максимальной скорости движения требует оптимального управления переключением ступеней и мощностью двигателя. Управление переключением ступеней (как ручное, так и автоматическое) почти всегда не является наилучшим. Момент переключения либо отстаёт, либо опережает оптимальное время переключения, которое зависит от управляемой мощности двигателя. Поэтому достижение максимальной скорости движения в значительной степени зависит от индивидуальных способностей водителя. Но даже большой практический опыт водителя не позволяет получить максимально высокий результат. Клиноремённый вариатор способен обеспечить бесступенчатое изменение скорости движения, но он требует управления. Кроме того, он имеет низкую эффективность, надёжность и долговечность. И автомат, и вариатор имеют сложную конструкцию, большие размеры и вес. Поэтому они не пригодны для малого спортивного транспорта (мотоцикл, велосипед). Современный привод для спортивного транспорта должен удовлетворять следующим требованиям: 77 саморегулирование, позволяющее обеспечить максимальную эффективность и скорость транспортного средства; - простота конструкции, исключающая необходимость регулировок; - малые размеры и вес; - высокая надежность. Идеальный вариант для привода спортивной техники – это саморегулирующаяся зубчатая коробка передач с постоянным зацеплением зубчатых колес. Такая коробка передач будет соответствовать всем вышеперечисленным требованиям и обеспечит максимальную возможную скорость при любом режиме движения. Водитель будет управлять только мощностью двигателя. Современная наука о механизмах и машинах открыла принципиально новое явление – эффект механической силовой адаптации. Согласно этому открытию зубчатый вариатор с двумя степенями свободы обеспечивает движение выходного вала со скоростью, обратной моменту сопротивления. Патенты, разработанные на основе научного открытия [6, 7] позволяют создать саморегулирующуюся зубчатую бесступенчатую передачу с заданным диапазоном передаточного отношения. Адаптивная зубчатая коробка передач в виде зубчатого вариатора обеспечивает наилучший вариант управления передаточным отношением привода спортивного транспорта. Адаптивный зубчатый вариатор самостоятельно и непрерывно приспосабливается к переменной нагрузке. Отсутствие управления исключает субъективные факторы и обеспечивает идеальное соответствие переменному режиму движения. Это приводит автоматически к достижению максимальной скорости движения. Простота конструкции и малый вес позволяют установить адаптивный зубчатый вариатор на любое спортивное транспортное средство (автомобиль, мотоцикл, велосипед). Концепция привода спортивной техники в 21 веке состоит в использовании адаптивной зубчатой коробки передач в виде адаптивного зубчатого вариатора для спортивных транспортных средств. 7.11 Использование адаптивных зубчатых вариаторов в системах с последовательно расположенными приводами Последовательно расположенные приводы используются для воздействия на перемещаемый технологический объект. Таким объектом может быть металлическое изделие в волочильном стане, нефть в нефтепроводе и т. д. Технология работы волочильного стана основана на использовании нескольких последовательно расположенных приводов, которые перемещают 78 исходную проволоку с начальным сечением через фильеры с уменьшающимися отверстиями. Работа приводов должна быть согласована таким образом, чтобы натяжение проволоки по всей длине рабочего участка было одинаковым. Иначе возможны разрывы проволоки и нарушение качества изделия. В настоящее время используется сложная электронная система управления приводами, которая не всегда адекватна условиям работы. Использование адаптивных электроприводов в волочильном стане обеспечивает идеальные условия их работы при отсутствии какой-либо системы управления. Каждый адаптивный электропривод самостоятельно приспосабливается к переменной технологической нагрузке при любых технологических отклонениях. Привод волочильного стана обеспечивает максимально возможную производительность и наилучшее качество работы. Перекачивающие (насосные) станции нефтепроводов и нефтепродуктопроводов оборудуются, как правило, центробежными насосами с электроприводом. Центробежные насосы составляют основной вид нагнетательного оборудования для перекачки нефти по магистральным трубопроводам и применяются как на головной, так и на промежуточных перекачивающих станциях. При такой схеме перегоны нефтепровода между последовательно расположенными перекачивающими станциями оказываются в гидравлическом отношении жестко связанными друг с другом — всякое изменение в режиме работы одного перегона сказывается на режиме работы всего нефтепровода. Производительность трубопровода зависит от согласования работы насосов. В настоящее время электронная система управления обеспечивает согласование работы насосов. Система управления регулирует давление с помощью заслонок, изменяющих производительность насосов. Использование заслонок приводит к значительным потерям производительности. Производительность перекачивающих станций может быть намного увеличена, если использовать адаптивный электропривод центробежного насоса. Адаптивный электропривод насоса позволяет автоматически приспосабливать параметры потока нефти (давление и расход) к параметрам всего трубопровода. При этом полностью устраняются потери расхода нефти в трубопроводе из-за несогласованной работы насосов. Согласованная работа насосов происходит без системы управления. Каждый адаптивный привод приспосабливается к параметрам всего потока самостоятельно, только за счет механических свойств. Проект для практической реализации создан на основе научного открытия «Эффект силовой адаптации в механике», позволяющего создавать простейшие и дешевые адаптивные электроприводы машин с переменным технологическим 79 сопротивлением, не имеющие аналогов в мировой практике. Главное преимущество таких приводов – изменение передаточного отношения только за счет свойств механики без потерь на трение. 7.12 Двухконтурный адаптивный зубчатый вариатор В ряде случаев для привода технологических машин требуется использовать передаточный механизм с высоким диапазоном передаточных отношений. Адаптивный зубчатый вариатор с высоким диапазоном передаточных отношений может быть получен путем последовательного соединения двух одноконтурных вариаторов. Объединение двух зубчатых механизмов с двумя степенями свободы не приведет к потере определимости полученной кинематической цепи, так как каждый механизм имеет наложенную дополнительную связь и выходное звено первого механизма жестко соединено с входным звеном последующего механизма. Объединенная кинематическая цепь будет иметь две степени свободы. Двухконтурная кинематическая цепь имеет вид двойного зубчатого дифференциала с двумя степенями свободы (рис. 7.15). 3 2 E С B 4 D A G 9 8 E С B K H1 0 A 1 6 5 K H2 4 A 7 D 12 11 A H3 G 10 A Рис. 7.15. Двухконтурный адаптивный зубчатый вариатор 80 Передача содержит два замкнутых дифференциальных механизма, которые расположены последовательно и имеют общее промежуточное водило. Каждый дифференциал имеет дополнительную геометрическую связь. Общее число степеней свободы передачи равно трем, но с учетом двух дополнительных геометрических связей в двух дифференциалах передача имеет одну степень свободы и свойство силовой адаптации в каждом дифференциале. В результате общее максимальное передаточное отношение передачи будет равно произведению максимальных передаточных отношений дифференциалов. Это приводит к существенному увеличению диапазона передаточных отношений. Левый дифференциал содержит стойку 0, водило H 1 , сателлит 2, блок центральных колес 1-4, блок эпициклических (кольцевых) колес 3-6, сателлит 5 и водило H 2 . Зубчатые колеса образуют четырехзвенный замкнутый контур 12-3-6-5-4. Размеры зубчатых колес 1, 2, 3, 4, 5, 6 определяются соответствующими радиусами ri i 1, 2, 3, 4, 5, 6 . Радиусы водил rH 1 r1 r2 , rH 2 r4 r5 . Правый дифференциал содержит стойку 0, водило H 2 , сателлит 2, блок центральных колес 1-4, блок эпициклических (кольцевых) колес 3-6, сателлит 5 и водило H 3 . Зубчатые колеса образуют четырехзвенный замкнутый контур 12-3-6-5-4. Размеры зубчатых колес 1, 2, 3, 4, 5, 6 определяются соответствующими радиусами ri i 1, 2, 3, 4, 5, 6 . Радиусы водил rH 1 r1 r2 , rH 2 r4 r5 . Передаточное отношение двойного зубчатого вариатора определяется как произведение передаточных отношений объединяемых вариаторов. Таким образом, диапазон передаточных отношений двухконтурного адаптивного вариатора окажется очень высоким. Приведенные в главе 7 приводы технологических машин показывают широкие возможности использования зубчатых адаптивных вариаторов во всех отраслях машиностроения. 81 8 ПРАКТИЧЕСКАЯ РЕАЛИЗАЦИЯ РАЗРАБОТАННОЙ ТЕОРИИ Практическая реализация задач синтеза адаптивных зубчатых вариаторов включает следующие разработки. 1. Патенты Германии № 20 2012 101 273.1, России № 2398989 и Казахстана: №3208, №11042, №12236, №14477, №17378, № 023907, №24181, №24625, № 26107, № 79226. 2. Сборочный чертеж зубчатой бесступенчато регулируемой передачи привода конвейера (рис. 8.1). Рис. 8.1. Сборочный чертеж зубчатой бесступенчато регулируемой передачи 3. Компьютерная анимационная модель привода с адаптивным зубчатым вариатором представлена на сайте: http://www.adaptation.kz и на рис. 8.2. Она показывает изменение движения звеньев при изменении внешней нагрузки. Анимационная модель содержит двигатель (серого цвета слева), передачу без корпуса (входное водило с сателлитом зеленого цвета, блок солнечных колес красного цвета, блок эпициклических колес синего цвета, и выходной сателлит зеленого цвета с выходным водилом) и тормоз (красного цвета справа), 82 имитирующий выходной момент сопротивления. Двигатель имеет постоянные параметры мощности (угловая скорость и движущий момент). Тормоз создает переменный момент сопротивления. При увеличении выходного момента сопротивления выходное водило замедляет движение и наоборот. Рис. 8.2. Анимационная модель привода с адаптивным зубчатым вариатором (.EXE) Для активации модели щелкните значок EXE правой кнопкой мыши. Клавиша W увеличивает выходной момент сопротивления. Клавиша Q уменьшает выходной момент сопротивления. Клавиши со стрелками изменяют положение модели. Вначале передача движется как одно целое без внутреннего движения колес (входной и выходной моменты одинаковы). При увеличении выходного момента сопротивления (клавиша W) скорость вращения выходного водила уменьшается. Начинается внутреннее движение колес. Чем больше выходной момент сопротивления, тем меньше скорость вращения выходного вала и тем интенсивнее внутреннее движение колес. При уменьшении выходного момента сопротивления (клавиша Q), скорость вращения выходного вала увеличивается, а интенсивность внутреннего движения колес уменьшается. Когда выходной момент 83 сопротивления станет равным входному движущему моменту, скорости вращения входного и выходного водил станут одинаковыми, а внутреннее движение колес прекратится. Таким образом, передача автоматически приспосабливается к переменному моменту сопротивления, самостоятельно перераспределяя внутренние скорости колес. 4. Действующий макет привода с адаптивным зубчатым вариатором (рис. 8.3). Макет подтверждает наличие эффекта силовой адаптации в зубчатом адаптивном вариаторе. Рис. 8.3. Макет привода с адаптивным зубчатым вариатором 5. Компьютерная модель адаптивного зубчатого вариатора (рис. 8.4). 6. Опытный образец адаптивного зубчатого вариатора представлен на рис. 8.5. 84 Рис. 8.4. Компьютерная модель адаптивного зубчатого вариатора Рис. 8.5. Опытный образец адаптивного зубчатого вариатора 7. Разработанные и изготовленные адаптивные зубчатые вариаторы представлены на рис. 8.6. 85 Рис. 8.6. Разработанные адаптивные зубчатые вариаторы 86 ЗАКЛЮЧЕНИЕ Адаптивный зубчатый вариатор представляет собой зубчатый механизм принципиально нового типа. Адаптивный зубчатый вариатор создан на основе научного открытия «Эффект силовой адаптации в механике». Кинематическая цепь зубчатого вариатора имеет две степени свободы, содержит подвижный замкнутый контур и единственное входное звено. Такая кинематическая цепь создает принципиально новое явление в механике - эффект силовой адаптации. Эффект силовой адаптации состоит в том, что кинематическая цепь с двумя степенями свободы и с замкнутым контуром, имеющая только один вход, обладает свойством силовой адаптации к переменной нагрузке, обеспечивает силовое и кинематическое саморегулирование. Беспрецедентные возможности эффекта силовой адаптации требуют предельно убедительного представления найденных закономерностей. В работе приведено новое доказательство эффекта силовой адаптации. Приведенный метод доказательства чрезвычайно прост. Выполнен обычный анализ кинематической цепи с двумя степенями свободы и с двумя начальными (входными) звеньями. Доказано, что подвижный замкнутый контур в этой цепи накладывает принципиально новую дополнительную связь (контурную связь) на движение звеньев. Контурная связь не является геометрической связью, зависящей от вида кинематической пары. Контурная связь связывает между собой кинематические и силовые параметры контура. Контурная связь требует признать, что только одно из начальных звеньев может быть входным звеном. При этом второе начальное звено становится выходным звеном и приобретает свойство силовой адаптации. Таким образом, кинематическая цепь с двумя степенями свободы, содержащая замкнутый контур, преобразуется в механизм с силовым и кинематическим саморегулированием (адаптивный механизм). Адаптивный зубчатый вариатор содержит входное звено, выходное звено и размещенный между ними подвижный замкнутый контур. Вариатор имеет переменное передаточное отношение, которое автоматически без системы управления приводится в соответствие с нагрузкой. Механическая адаптация – это способность адаптивного механизма передавать движение от двигателя постоянной мощности на выходной рабочий орган со скоростью, обратно пропорциональной технологической нагрузке. Механическая адаптация обеспечивает непрерывное автоматическое бесступенчатое саморегулирование. Адаптивный зубчатый вариатор представляет собой бесступенчатую зубчатую саморегулирующуюся передачу, полностью адекватную к переменной нагрузке. 87 Механическая адаптация открывает принципиально новые возможности зубчатых механизмов - позволяет создавать простейшие автоматические бесступенчатые коробки передач без каких-либо управляющих систем. Большинство технологических машин, транспортных машин, ветровых турбинных установок, роботов, манипуляторов, приводов космической техники работают в режиме переменной силовой нагрузки. Такой режим требует использования приводов с переменным передаточным отношением для эффективного использования мощности двигателя. Существующие управляемые приводы сложны, а в ряде случаев просто неприемлемы (например, управляемые приводы манипуляторов). Адаптивные зубчатые вариаторы способны решить проблему создания высокоэффективных приводов с переменным передаточным отношением во всех отраслях техники. Разработанная теория является инструментом анализа и синтеза принципиально нового вида механизмов – бесступенчатых саморегулирующихся зубчатых вариаторов, адаптирующихся к переменной технологической нагрузке. 88 ЛИТЕРАТУРА 1 Маркеев А.П. Теоретическая механика. - М., Наука. 1990. 414 с. 2 Левитский Н.И. Теория механизмов и машин. - М., Наука. 1979. 576 с. 3 Иванов К.С. Кинетостатика двухподвижного механизма. Труды международной научно практической конференции “КазНТУ образованию, науке и производству РК”, Алматы, 1999. - C. 358-360. 4 Иванов К.С. Парадокс механики. - ДЕП в КазГосИНТИ № 8805–КаОО, Алматы, 22.05.2000. - 12 стр 5 Иванов К.С. Теорема о равновесии замкнутого контура. - Теория механизмов и машин. Периодический научно-методический журнал. №2 (16). 2010. Том 8. Санкт-Петербургский государственный политехнический университет. - С. 85 – 89. 6 Иванов К.С. Оценка работоспособности бесступенчато регулируемой передачи в виде механизма с двумя степенями свободы. - Труды 2-й Международной научно-практической конференции «Машиностроение. Наука и образование». МОН РФ. Союз машиностроителей России. СПБ гос. политехнический университет. Санкт-Петербург. 14 – 15.06.2012. - С. 365 – 374. 7 Ivanov K.S. Theory of Continuously Variable Transmission (CVT) with Two Degrees of Freedom. Paradox of mechanics. Proceedings of the American Society of Engineers Mechanics (ASME) International Mechanical Engineering Congress & Exposition (IMECE 2012). Houston, Texas, USA. 2012. - PP 543 – 562. 8 Ivanov K.S. Discovery of the Force Adaptation Effect. - Proceedings of the 11th World Congress in Mechanism and Machine Science. V. 2. April 1 - 4, 2004, Tianjin, China. – P. 581 - 585. 9 Ivanov K.S. Effect of force adaptation in mechanics. - Journal of Mechanics Engineering and Automation. Vol. 1, N 3. Libertiville, USA. 2011. - P. 163 – 180. 10 Ivanov K.S. Paradox of mechanics – a basis of creation of CVT. Transactions of 2-d IFToMM Asian Conference on Mechanisms and Machines Science. November 7-10, 2012, Tokyo, Japan. - P. 245 – 264. 11 Ivanov K.S. Drive of Extreme Transport Technique. - International Conference on Mechanical Engineering of Romania Association (ICMERA) 2012. Romania Bucharest. 2012. - PP 61 - 70. 12 Ivanov K.S. Design of toothed continuously variable transmission in the form of gear variator. - Balkan Journal of Mechanical Transmissions (BJMT). Volume 2(2012), Issue 1, 2012. - PP 11 - 20. 13 Ivanov K.S. Self-Adjusting Motor-Wheel with CVT. - International Journal of Engineering and Innovanive Technology (IJEIT). Volume 2, Issue 4. Florida. USA. 2012. - PP189 – 195. 89 14 Ivanov K.S. Drive of Extreme Transport Technique. - Applied Mechanics and Materials. Vol. 245 (2013), Trans Tech. Publications, Switzerland. 2013. - PP 185-190. 15 Ivanov K., Shingissov B., Povetkin V. Toothed Continuously Variable Transmission (CVT) for Lorry. - Труды 2-й международной научной конференции «Высокие технологии – залог устойчивого развития». Каз НТУ им. К.И. Сатпаева. Алматы. 2013. - С. 164 – 167. 16 Konstantin S. Ivanov, Almaty, KZ. – Gebrauchsmusterinhaber. Bezeichnung - Einrichtung zur automatischen und kontinuierichlen Drehmoment – und Drehzahlveranderung einer Abtriebswelle je nach Fahrwiderstand. Urkunde uber die Eintragung des Gebrauchsmusters Nr. 20 2012 101 273.1. Tag der Eintragung 02.05.2012. Deutsches Patent und Markenamts. Bundesrepublik Deutschland. 2012. Константин С. Иванов, Алматы, КАЗ - Владелец зарегистрированного образца. Наименование - Устройство автоматического и непрерывного изменения крутящего момента – и изменения числа оборотов выходного вала в зависимости от сопротивления движению. Документ на регистрацию зарегистрированного образца № 20 2012 101 273.1. День Регистрации 02.05.2012. Немецкий патент и фирменное учреждение. Федеративная Республика Германия. 2012. 14 с. 17 Иванов К.С., Ярославцева Е.К., Динасылов А.Д., Шингисов Б.Т. Саморегулирующаяся зубчатый вариатор ветроэнергетической установки. Патент на изобретение № №79226. МЮ РК. Комитет по правам интеллектуальной собственности республики Казахстан. Астана. 17.10.2012. 8 с. 18 Иванов К.С., Ярославцева Е.К. Устройство передачи энергии с непрерывно переменным передаточным отношением (3 варианта). Патент Казахстана № 023907. Астана. 23 февраля 2012 г. 16 с. 19 Ivanov K.S. Synthesis of Toothed Continuously Variable Transmission (CVT). - Mechanism, Transmissions and Applications. Mechanism and Machine Science 3. Springer. ISSN 2211-0992. 2012. - P. 265 – 272. 20 Ivanov K.S., Tultaev B. Toothed continuously variable transmission (CVT) – industrial realization. - New Trends in Mechanism and Machine Science. Theory and Applications in Engineering. Mechasnism and Machine Science. V. 7. Springer. ISSN 2211-0984. 2013. - PP 329-335. 21 Иванов К.С. Определимость кинематической цепи с двумя степенями свободы и одним входом. - Современные проблемы теории машин. Материалы первой международной заочной научно-практической конференции. Минобр РФ. Сибирский государственный индустриальный университет. Новокузнецк. 2013. - С. 190 - 199. 90 22 Ivanov K.S., Zhilisbaeva K.S. Paradox in the Mechanism Science. - 1-st International Symposium on the Education in Mechanism and Machine Science. June, 13&14.2013. Madrid. Spain. - P. 132-138. 23 Иванов К.С. Зубчатый вариатор в виде кинематической цепи с двумя степенями свободы и с одним входом. - Современное машиностроение. Наука и образование. Материалы третьей международной научно-практической конференции. Минобр и науки РФ. Союз машиностроителей России. СПБ государственный политехнический университет. Санкт-Петербург, 2013. - С. 741-751. 24 Ivanov K., Balbayev G., Shingisov B. and Joompha W. Stepless Variable Transfer Designing. - Rajamangala University of Technology Tawan-ok Research Journal. Vol. 6, No. 2. Bangkok. Thailand. 2013. - PP 39-44. 25 Ivanov K., Balbayev G., Shingisov B. and Joompha W. Adaptive Drive of Wind Turbine Generator. - Rajamangala University of Technology Tawan-ok Research Journal. Vol. 6, No. 2. Bangkok. Thailand. 2013. - PP 44-48. 26 Ivanov K.S. Geometrical Synthesis of Toothed Continuously Variable Gearing on Given Regulation Diapason. - Modern Challenges and Decisions of Globalization. International Conference. Part 2. Session: Kazakhstan. New York. USA. 2013. - PP 87-90. 27 Ivanov K.S., Tultaev B., Ualiev G. Dynamic Synthesis of AdaptiveMechanical СVT. - Key Engineering Materials (KEM -2013). Vol. 572. Nottingham. UK. 2013. - PP 405-412. 28 Ivanov K.S. Creation of Adaptive-Mechanical Continuously Variable Transmission. 5th International Conference on Advanced Design and Manufacture (ADM 2013). Valencia. Spain. 2013. PP 63-70. 29 Ivanov K.S., Djoldasbecov S.U., Jomartov A.A., Temirbekov Y.S. Functional Properties of Stepless Gear Adaptive Transmissions. International scientific journal “Problems of Mechanics”. International Federation for Promotion of Mechanism and Machine Science. Tbilisi. Georgia. 2013. PP 13 – 20. 30 Ivanov K.S., Dinasylov A.D., Yaroslavseva E.K. Adaptive-Mechanical Continuously Variable Transmission. Mechanism and Machine Science. Vol. 17. New Advances in Mechanics, Transmissions and Applications. Proceedings of the Second Conference MeTrApp 2013. Springer. 2013. PP 83 – 90. 31 Ivanov K.S., Yaroslavseva E.K. Transfer of Motion by Closed Contour: Basis of CVT. Mechanism and Machine Science. Vol. 13. Power Transmissions. Springer. 2013. PP 321 - 333. 32 Ivanov K.S. Continuously Variable Transmission: adaptive gear stepless mechanical CVT. International Conference of Gears with Exibition. VDI 91 Wissensforum GmbH. Technical University of Munich (TUM), Garching (near Munich). Germany. 2013. PP. 984 - 987. 33 Ivanov K.S., Ualiev G., Ualiev Z. Dynamics of adaptive-mechanical СVT (gear variator). OPTIROB 2013. Applied Mechanics and Materials. Vol 332 (2013). Springer. Switzerland. 2013. PP 289-296. 34 Ivanov K.S., Ualiev G., Tultaev B. Dynamic Synthesis of Adaptive Drive of Manipulator. 3rd IFToMM International Symposium on Robotics and Mechatronics (ISRM 2013). Singapore. 2013. PP 191 - 200. 35 Ivanov K.S., Ualiev G., Tultaev B. Kinematic and Force Analysis of Robot with Adaptive Electric Drives. Applied Mechanics and Materials. Vol. 555 (2014). OPTIROB 2014. Springer. Switzerland. 2014. PP 273 - 280. 36 Ivanov K.S. Adaptive Robotics. Applied Mechanics and Materials. Vol. 656 (2014). ICMERA 2014. Springer. Switzerland. 2014. Springer. PP 154 - 163. 37 Ivanov K. S. Action of Robot with Adaptive Electric Drives of Modules. In book: Advances on Theory and Practice of Robots and Manipulators. ROMANSY 2014. Moscow. RF. Springer. 2014. PP 563 – 569. 38 Ivanov K.S., Knol O.A., Shingissov B.T. Mechanical Adaptive Drive of Wind Turbine Generator. Proceedings of International Conference on Innovative Technologies. IN-TECH 2013. World Association of Innovative Technologies. Budapest. Hungary. 2013. PP 245-248. 39 Иванов К.С., Мунсызбай Т. М., Жаксылыков К.А., Мунсузбаев М.Т. и др. Наземное транспортное средство с гибридным приводом. Инновационный патент №27725 от 18.12.2013, бюл. № 12. Авторское свидетельство № 80505. Комитет по правам интеллектуальной собственности. МинЮст РК . Астана 2013. 6 с. 40 Иванов К.С. Привод поршня гидравлического механизма. Инновационный патент РК. № 29866. Мин Юст РК. Астана. 16.04.2015, бюл. 15. 6 с. 41 Иванов К.С., Ярославцева Е.К. Привод генератора ветроэнергетической установки. Положительное решение по заявке на инновационный патент РК. №2014/0934.1. От 09.07.2014. Астана. 2014. 42 Иванов К.С., Динасылов А.Д., Койлыбаева Р.К. Анализ колебательного движения механической системы с замкнутым контуром, содержащим упругие звенья. Прикладная механика и технологии машиностроения. Сборник научных трудов №1 (20). РАН. Институт проблем машиностроения. Нижний Новгород. 2012. С. 38 – 47. 43 Ivanov K.S., Koilybayeva R.K., Ualiev G.U. Creation of Vibration Gear Continuously Variable Transmission (CVT). 11th International Conference on Vibration Problems (ICOVP 2013). Book of Abstracts. Lisbon. Portugal. 2013. P 91. 92 44 Ivanov K.S., Koilibaeva R.K., Ualiev G.U., Tultaev B.T. Synthesis of Vibration Gear Continuously Variable Transfer. VETOMACX 2014. Manchester. UK. 2014. P. 45 Ivanov K.S., Koilibaeva R.K., Ualiev G.U., Tultaev B.T. Creation of vibration gear continuously variable transmission (CVT) with one degree of freedom. 8th European Nonlinear Dynamics Conference (ENOC 2014). Book of Abstracts. Vienna. Austria. 2014. P. 340. 46. Ivanov K.S., Balbaev G.K., Ceccarelly M. Experimental Testing of an Adaptive Gearbox. Bulletin of Almaty university of power engineering and communication. No2 (25). Almaty. 2014. PP 60-65. 47 Ivanov K.S., Zhilisbaeva K. Paradox in the Mechanism Science. Mechanisms and Machine Science 19. Juan Carlos Garcia-Prada, Cristina Castejon – Editors. New Trends in Educational Activity in the Field of Mechanism and Machine Theory. 2013. Springer. P. 129-136. 48 Ivanov K., Zhilisbaeva K. Concept of Drive of Sport Techniques in 21 Century. Conference on Sports Engineering and Computer Science (SECS 2014). Elsevier. AASRI. Procedia 8. London. UK. 2014. PP 15 - 21. 49 Ivanov K.S., Koilibaeva R.K., Dinasilov A.D. Electric Car with Adaptive Motor Wheels. Proceeding of 8-th International Symphosium Machine and Industrial Design in Mechanical Engineering (KOD 2014). University Novi Sad. Serbia, Bratislava, Slovakia, Hungary. 2014. PP 59 – 64. 50 Ivanov K., Mukasheva A., Algazieva A. and Balbayev G. A CAD design of a New Planetary Gear Transmission. International Journal of Innovative Technology and Research (IJTTR). Vol. 2, Issue 2. Bangkok. Thailand. 2014. PP 1063 - 1067. 51 Иванов К.С., Хисаров Б.Д., Федоренко И.А., Динасылов А.Д. Концепция использования адаптивных электроприводов в системах управления аэрокосмической техникой. Тезисы докладов 9 – й международной научнотехнической конференции «Энергетика, телекоммуникации и высшее образование в современных условиях». Алматинский университет энергетики и связи.Алматы. 2014. С. 71 – 72. 52 Иванов К.С., Ярославцева Е.К. Анимационная модель зубчатого механизма. Вестник Санкт-Петербургского государственного университета технологии и дизайна. Серия 1. Естественные и технические науки. № 4. СанктПетербург. РФ. 2013. С. 60 – 65. 53 Ivanov K.S. To the Discovery “Effect of Force Adaptation” 20-th Anniversary. Transactions of 14th Working Meeting IFTOMM Permanent Comission for the History of Mechanism and Machine Science (Workshop HMMS-2015). SeintPetrsberg. RF. 2015. PP. 1015 – 1024. 93 54. Иванов К.С. Краткая теория зубчатого вариатора. Машиностроение: сетевой электронный научный журнал. Т. 2. №3. http://industengineering.ru/current.rus.html. РФ. 2014. Стр. 33 - 39. 55 Иванов К.С. Теоретические основы механической адаптации – пленарный доклад. IV международная научная конференция «Актуальные проблемы механики и машиностроения». Каз НТУ им. К.И. Сатпаева. II том. Алматы. 2014. Стр. 68 – 75. 56 Иванов К.С., Ярославцева Е.К. Теория механизмов с двумя степенями свободы. Монография. Lambert Academic Publishing. ISBN: 978-3-659-55393-6. Саарбрюкен. Германия. 2014. 171 стр. 57 Иванов К.С. Теория зубчатого вариатора – коробки передач. Монография. Palmarium. Саарбрюкен. Германия. 2014. 67 с. 58 Ceccarelli M., Balbaev G., Ivanov K. Experimental Test Realation of a New Planetary Transmission. International Journal of Mechanics and Control. ISSN 15908844. Vol 15, No 02. Published by Levrotto & Bella – Torino - Italy. 2014. P. 3 – 7. 94 ПЕРЕДНЯЯ ОБЛОЖКА Константин Иванов ЗУБЧАТЫЕ ВАРИАТОРЫ Теория, анализ, синтез, коробки передач, приводы http://www.adaptation.kz Видео на диске прилагается ЗАДНЯЯ ОБЛОЖКА 95 ЗУБЧАТЫЕ ВАРИАТОРЫ Зубчатый вариатор – это зубчатый механизм с переменным передаточным отношением. Зубчатый вариатор создан на основе научного открытия «Эффект силовой адаптации в механике». Адаптивный зубчатый вариатор представляет собой саморегулирующуюся коробку передач без системы управления. Вариатор имеет абсолютную адекватность к переменной нагрузке, беспрецедентную простоту конструкции и высокий кпд. В работе в простейшей форме изложены основы теории зубчатого адаптивного вариатора и представлены практические разработки. Книга предназначена для преподавателей теории механизмов и машин, студентов, аспирантов и творческих работников в области машиностроения. http://www.adaptation.kz Родился 19 апреля 1935 года в городе Владикавказ Российской Федерации. С 1958 по 1964 год работал инженером технического отдела Алма-Атинского авторемонтного завода. С 1964 года работал в Казахском национальном техническом университете в должностях ассистента, старшего преподавателя, доцента, профессора. В 1972 году защитил кандидатскую диссертацию, в 1986 году защитил докторскую диссертацию. С 1990 по 1999 год заведовал кафедрой «Робототехнические системы и комплексы». С 1986 по 1999 год работал главным ученым секретарем Казахского национального технического 96 университета. С 1999 года по 2010 год работал профессором кафедры Робототехники и технических средств автоматики. С 2010 по 2014 год работал заведующим кафедрой Инженерной графики и прикладной механики Алматинского университета энергетики и связи. С 2014 года работает профессором кафедры Систем управления аэрокосмической техникой. С 2007 года работает заведующим лабораторией адаптивных механизмов Института Механики и машиноведения Казахстана. Является доктором технических наук, профессором, членомкорреспондентом Инженерной академии наук Казахстана. Им подготовлено 18 кандидатов технических наук и 1 доктор философии. Список научных трудов и изобретений содержит около 500 наименований. Основные научные направления: синтез механизмов на основе преобразования движений, теория адаптивных механизмов, адаптивная робототехника. На внутренней стороне передней обложки Любые названия марок и брендов, упомянутые в этой книге, принадлежат торговой марке, бренду или запатентованы, и являются брендами соответствующих правообладателей. Использование названий брендов, названий товаров, торговых марок, описаний товаров, общих имен и т.д. даже без точного упоминания в этой работе не является основанием того, что данные названия можно считать незарегистрированными под каким-нибудь брендом и не защищены законом и их можно использовать всем без ограничений. Изображение на обложке предоставлено: www.ingimage.com 97
