Бесплатный автореферат и диссертация по сельскому хозяйству на тему

Теория, расчет и проектирование зубчато-ременных передач

ВАК РФ 06.02.02, Кормление сельскохозяйственных животных и технология кормов

Автореферат диссертации по теме "Теория, расчет и проектирование зубчато-ременных передач"

У '

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕ11ШЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

' • На правах рукописи

УДК 621.852.01

; • САЕАНЧИЕВ ХУСЕЙН ХАЖШШОВИЧ

I 1 •

- 'ТЕОРИЯ,РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЗУБЧАТО-РШЕННЬК ПЕРЕДАЧ 05.02.02 -Машиноведение и детали машин

.''АВТОРЕФЕРАТ диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

САВКГ - ПЕТЕРБУРГ

1991

Работа выполнена в КАБАРДШО-БАЛлАРСКОМ ОРДЕНА ДРУ5Ш НАРОДОВ ГОСУДАРСТВЕННОЙ УНИВЕРСИТИЧ:.

Официальные опноненти:

докт.техн.наук.профессор И.С.Крлвенко, докт.техн.наук,процессор А.Е.Кочура, д окт .техн. наук,нрофе ссор А.Т .С койбеда

Ведущее прцприятие - Экспериментальный научно-исследовательский институт металлореууадах станков /г.Моекьа /.

Автореферат разослан . 1991т.

Защита состоится & _1992г.

на заседании специализированного Ученого совета Д063.36.07. по присуждению ученой степени доктора технических наук в Санкт-Петербургском государственном техническом университете.

Адрес института: 195251.Санкт-Петербург,ул. .

Политехническая,29

С диссертацией можно ознакомится в библиотеке института.

Ученый секретарь - .

специализированного совета В.И.Лебедев

к.т.н.,доцент

. - 1 -

Актуальность проблем». Основными направлениями в развития машиностроения являются освоение и внедрение в производство нсенх,прогрессивных внсоколроизвооттельпых.належних я экономичных машин.

Неотъемлемой частьг> иагаин является привод.в котором припаяются различные вицы механических передач. Одной из таких является зубчато-ременная передача (ЗЕП).

Оптимальное проектирование и эксплуатация ЗРП.ва основе' совершен» ствования методики расчета распределения нагрузки мат,ду контзктирутими парами зубьев на дате обхвата гжива.в частности конструктивна парамет- ; ров,может дать значительную экономию народному хоачистлу. Одной из проблем,содеркацсЗ в себе резервы повышения надежности и долговечности зубчатых ремней,является разработка рекомендаций па расчету и проектированию ЗРП с учетом влияния качества изготовления, условий эксплуатации,конструктивных и технологических (факторов на нагру-.зочнуо способность и надежность ЗРП.

Зубчато-ременные передачи являются принципиально новкм вином передач. Сохраняя преимущества плоско- и клиноременянх передач в части плавности передача движения и амортизируодей способности,она одновременно обеспечивает,подобно зубчатой передаче.постоянство передаточного отношения,что обусловило использование их в силовых и быстроходных приводах,в которых проскальзывание недопустимо. Благогаря этим свойствам зубчато-ременные передачи в последние года получили широкое распространение в механических приводах.

Зубчатые ремни применяются в главных приводах движения металлорежущих станков.в том числе и с ЧПУ,в промышленных роботах и ианипуля-торах.в швейных машинах,.двигателях автомают, а также в других точных машинах и приводах. Наиболее существенными достоинствами ЗИ1 являются повышенная кинематическач точность,высокая демпфирующая способность, сравнительно низкое предварительное натяжение,поименный уровень ¡туки. Эти свойства особенно взнш .для прецизионных станков и станков с *ПГ/,а такке .других точных мзепш и механизмов. Реализация указанных свойств требует проведения достаточно глубоких исследований гу.лгачической устойчивости и надежности зубчато-ременных передач и пл н\ основе - разработки методики расчета параметров ЗРП.обеспечииэдих пиопсий эксплуатационные качества.

Цель работы - разраЗотка теории,методов рэсчста и проэктировачля зубчато-ременных перс^ач.позголятак рсиать задг..чи их оптичпацкп, сознавать на вязе расчзтср ЫЯ повшв.чяой негру э>"мзв споясбнг'стк, оценивать их долговечнее^,,'.с.ать кошсротинс рен'.«":.-»;;ашш екхкедет уровня пума к вкйрпщ:?.

?.'ето дологпче с г:;:': падхад. Нп ссноче рття-ма-,'? зл'гроч межцу у«нт«»к-тируептии пара"*»! и анвлкга упруго-г.елерчлдаоы-'и* характеристик э.'чг'чн-тот» эуЗчатого ремня для любого варигта ;;чсппг,т»'г:'Д','> случайных

стшпнсний от номинального шагов шкива и ремня б пределах духи обхвата составляются математические модели,характеризующие принцип работы ЗЩ. Строятся алгоритмы и программ расчета распределения нагрузки мовду зубьями,позволяющие оценить влияние различных конструктивных параметров на кнгрузочную способность,ресурс и динамику привода с ЗРИ. Расчитываются оптимальные значения параметров ЗРП,обеспечивающие при заданном решме работы передачи равномерной распределение нагрузки между зубьями. IIa основе теоретического- и эксперименталь-пого исследования производится анализ влияния упругих характеристик ремня на нагрукеннссть зубьев. Опыты проводятся на .специально изготовлен, них стеадах1с применением математического метода планирования акспери- ' •мента. Достоверность результатов исследований оценивается на основе проведения поли{акторных экспериментов и испытаний 3HI в реальных произ-АВТОР зэдкваот; Еодственных условиях.

• - теорией мото.ды расчета статических и динамических характеристик элементов зубчатых ремней и зубчато-ремонного привода;

- теорию и метода расчета распределения.нагрузки меаду зубьями для льбой комбинации распределения случайных отклонений ст номинального • шагов шеива и ремня в пределах дуги обхвата;

- метод повышения нагрузочной способности ЗРП,основанный па общей теории распределения нагрузки меж.цу зубьями;

- метод расчета динамических нагрузок в зубчато-рсмешшх передачах, обусловленных погрешностями изготовления!

- метод расчета АЧХ колебательной системы ЗН1,базирующийся на современных представлениях колебаний; . '

- комплекс созданных автором экспериментальных стендов,предназначенных для определения основных характеристик зубчатых ремней и передач;

- метод экспериментальных исследований,предусматриваших получение

деформационных и демпфирующих характеристик зубчатых ремней,попе- • речных и продолышх колебаний ветвей,крутильных и изгибных колебаний ■ икивов, а такте динамических,шумовых и вибрационных характеристик ЗГП; -результаты исследования и!умовнх и вибрационных характеристик ЗРП;

- методы снижения уровня шума и вибраций ЗРП;

- рекомендации по совершенствованию конструкций и повышению точности изготовления ЗРП.

Научная новизна. Впервые создана теория и метода расчета зубчато-римониых передач комплексно учитывающие распределения

нагруаки метну зубьями для любой комбинации расположения случайных отклонений от номинал!,кого ьагов шкива, и ремня в пределах дуги обхвата, которая позволяет рассчитать параметры передачи с учетом всех вакнейших Дикторов и оптимизировать передачи.Разработаны методики расчета деформа-| иконных и демифирущих характеристик зубчатого ремняиАЛХ колебатодь-. ; ных процессов,происходящих в приводе i

с зубчато-ременными передачами. Установлены способы снижения уровот шума и вибраций ЗР приводов. Предложены рекомендации по расчету и проектирования ЗРИ с учетом влияния качества изготовления,условий эксплуатации,конструктивных и технологических факторов на нагрузочную способность и надежность ЗРП.

Практическая ценность. Разработанная теория,методы расчета.« программы их шпини ой реализации позволяют с достаточно высокой точной стью оценивать напряглонно-деформационныв состояния ЗГП,прогнозировать ресурс ЗРП,определять численные значения параметров,необходимых для оценки пагрукенности упругих элементов передач и расчета динамики виброшстивных приводов,решать задачи оптимизации параметров ЗН1,вести отработку конструкции ЗИ1,еще в стадии проектирования,снижать сроки исследования п внедрения ЗРП. Созданный комплекс вычислительных программ может быть испоЛьзовпн для решения широкого круга конструкторских задач,независимо от типа используемых материалов зубчатых ремней и условий нагрукения.

Результаты работы способствуют повышению качества ЗШ,их надежности и долговечности , снижению на этой основе эксплуатационных расходов зубчатых ремне А.

Реализация работы. Результаты разработок ЗРП с участием автора: - внедрены в Нальчикском трикотажном комбинате при внборе режимов работы ЗРП и при расчете оптимального диаметра зубчатого шкива в приводах швейных машин;

-учтены при расчете и проектировании ЗРП в приводах вибростендов,предназначенных .для определения сейсмостойкости АЭС,изготовленных кафедрой детали машин Кабардино-Балкарского госуниверситета; -использованы в ЭШПС/* в приводах перемещения столов шлифовальных станков с ЧПУ; - использованы Баксанским производственным объединением при разработке рекомендаций по повышению нагрузочной способности и долго-, вечности зубчатых ремней а приводах промышленных швейных машин; -применены на Волжском автомобильном заводе при оптимизации конструктивных параметров ЗРП в приводах механизмов газораспределения двигателей автомобилей ВАЗ-2108.

Апробация работы.Основные материалы диссертационной работы доклады--вались на 1У Всеооюз.п-т.конф.по вариаторам и передачам гибкой связью, Одесса,1972;на 17 и У конф. по машиностроению,КБГУ,Нальчик,1974; на УП Всесоюзном совещании по основным проблемам теории машин и механизмов Тбилиси,1974;на конференции по вопросам механизации и автоматизации производственных процессов,КБГУ,Н,1974;научных конференциях Станкина, 1969,1371;на респуб.н-т.кснф.УПДХ.Х.ХП.ЩХУ,Н7975.. .1947 ;

на Гьт.конф.1ГШ,Г«;>ький,1973; на Ш Всессюзн. н-т. конф. по инерцион-яо-цмпульсншг механизмам,Челябинск, 1982;, на УД Всесоюз.н-т. конф. но управляемым к автоматически.! мех.приводам,0цссса, 1986; на н-т. совещании и школы семинара"Сейсмостойкость АЗС",П.,1986; на Всесосз. конф. по ТММ.Тб., 198-7; на 1У Всесоюз.семинаре ''Теория передач зацеплением" .Курган,1988; на н-т.конф."Развитие констр. и пр-ва зубчатых передач",Свердловск,1989; на моет . конф.по зубчатом передачам,Чкэнч-коу ,198У;на 16арес.н-т.к. КсССР по проблемам стр-ва и мзышостр.,Н.,1991,

Публикации.По материалам работи опубликовано 63 статьи.

Структура и объем работы. Диссертация состоит Из введения,семи глав,общих выводов,списка литературы и приложения.Работа выполнена на 355 страницах, в тем числе 318страниц машинописного текста,228 рисунков ,таблиц - II. Список литерртуры содержит 236 наименований. В приложении представлены акты о внгдрелии результатов работы в производство.

СОДЕРШЕЕ ДИССЕРТАЦИОННОЙ РАЬОТи

Глава I. Анализ исследований в области ЗИ1 и постановка завдч исследований.

Дан анализ теоретических и экспериментальных исследований передач с гибкой связью. Основное внимание уделено анализу исследований, ышолнешшх в области статики к динамики ЗРП, механических характеристик ремяей,геометрии зацепления зубьев ремня на дуге обхвата.точности изготовления передачи,эксплуатации и расчета ЗГО.

Отечественными учеными Н.Е.Жуковским,Н.Н.Петровым,В,М.Гутьяро-вым,Р.В.Вирабовым ,Б.А.Прошишм,Д.Н.Решетовым,В.А.Светлицким.В.С.Хо-1.икоьш,Р.С.Галадкевшд,И.И.Воробьеви.1 и многими другими проведены всесторонние исследования ременных передач и разработаны основы их расчета,конструирования и эксплуатации.

Показана большая перспективность ременных передач с нови»! видом гибкой связи - зубчатым ремнем,которые получили широкое применение ь Англии,ФРГ,Японии и других странах, а также в СССР в станкострое пил.автомобилестроении, в сельскохозяйственном маииноотроении и в бы- ' товой технике.

Изучению методов,расчета геометрических параметров ЗГО,зубчатых ремнейИ шмвов,напряженно-деформированного состояния зубчатых рем-, ней,определение КПД,исследованию кинематической точности.нагрузочной способности,жесткости,динамических характеристик и других показателей зубчато-ременной.передача посвящены работы В.И.Дамаскияа, Ф.М. Со-

иолоескоЗ, Н.А.Спмцжа, В.А.Лобанова, И.И.Воробьева, В.Е.Гуревича, А.Т.Скойбеды, В.В.Гусьд^ге, в.П.Бойкова, М.О.Арбузова, С.Н.Кожевникова и А.П.Погребкяка, К.И.Заблонского й Э.Д.Кравцова, Л.К.Бич-каускаса, Р.А.Бокерия, В.В.И'ккина, А.Н.Ноталевича, Г.Г.Козачепско-го, А.Э.Кузьмина, А.Г.Бонпережо, А.Н.Никончуна, Д.Е.Дахнюка и др-.

В работах,проверенных зарубежными авторами Н.Миллером, С.Рнмме-ром, В.Краузо и др. освежаются вопросы изготовления зубчатых ремней и геометрии зубьев, дается анализ их напряженного состояния. В работах Л.Кино, Т.Дпс/о, и др. ^

рассматриваются причины возникновения шума в мелкомодульных ЗРП,определяются натяжения -и погрузки в зубчатых ремнях, оппры напряжений в зубьях ремня, распределение нагрузки метда зубьями, а также приводятся результатп экспериментальных исследований зубчатых ремней.

Анализ проведенных исследований в области ЗРП показал наличие противоречивых мнений в вопросах определения упруго—г.исткостных характеристик элементов рем,кя, рнбора предварительного натяжения,геометрии зубьев, точности изготовления зубчатых ремней и гакнвоз, назначения диаметров шкивов, расчета передачи. Остаются малоизученными вопросы динамики ЗРП. В известите работах, посвящениях знвчи-зу распределения полезной нагрузки между зубьями на дугах обхвата ютгаоз зубчато-ременной ,передачи, рассматриваются только частште случаи. Считая шаги шкива и ремни постоянными, авторы этих работ исходят или яз равенства гагез.метлу собой или из постоянной для всей дуги обхвата разности п гагах реьч-я и якива;

Анализ ропемотреш.нх исследований в области динамики пппншх, регенних и з/бчатих передач показывает, что в этих передачах возможна неравномерность двк-.ония ведомой системы, что вдаипается характером работы и неточ :с:сть'" изготовления передачм. В больиттетве работ поемпёикчх иссл.т.опгкя,- диномиви ЗРП использовалась теернч цетаас, ремогадах и гу£'«лчх передач. тем колебательная сис-

тема ЗРП имеет ряд .-'•».-.."лх'с.чмшх особенностей. Это не позволяет непосредственно псспо-^ссг-тгьея результатами ранее проведенных исеяе-девпннй по дкн~.ч;<ко п» тдегапшюм и трение:) :ия епределем.м, в частности, спектр", сг^етенчж частот, ашлитул.и-част.'.тного ссс-тг.п.■ воэкуш.ай'.'.их с:1;' ч »т«:»уд колебаний элемс>;,:'(4! ЗРП. Вчсгте с теп ирозедеккуе исслссоммм по .пикамихо пп-.тсд;- * ау'т-зтп:.; ро-аю« не 'отагывонт всего тк*. г*-.?.) вэтрасов, г.тя

устойчивости и работоспособности зубчато-ременных передач. Таким образом, накопленный материал не позволяет сделать глубокое научное обобщение, судить о возможностях применения данной передачи в прецизионных станках и машинах и определить оптимальные режимы её работы с учетом динамических факторов, возникающих в колебательной системе ЗРП, а также разработать обпую методику расчета ЗРП, включающую расчет нагруденности зубьев ремня на дуге обхвата.

Для достижения поставленной цели необходимо решить следующие взаимосвязанные задачи:

1. Разработать обег/в методику исследования распределения полезной нагрузки ыекду зубьями, применимую к любому варианту расположе- •' ния случайных отклонений от номинального значений шагов шкива и рем- [ ня в пределах дуги обхвата. Предложить способ обеспечения желаемого распределения нагрузки между зубьями с учетом упруго-деформационных свойств элементов ремня и погрешностей изготовления передачи с целью повышения нагрузочной способности передачи.

2. Определить крутильную жесткость -зубчато-ременной (¡ередачи в зависимости от деформационной характеристики зубчатого ремня, установить её связь с продольной австкостью«вегвей и жесткостью аубьев ремня. Разработать динамическую модель ЗРП, позволяющую проведение • исследований как устойчивости крутильных колебаний зубчатых шкивов, . так и устойчивости движения ветвей ремня.

3. Провести теоретическое и экспериментальное исследование колебательной системы ЗРП.с учетом кинематических И технологических пог- . решностей передачи. Найти способы уменьшения дополнительных динами-' ] ческих нагрузок в передача посредством снижения крутильных и изгиб-ных колебаний шкивов и поперечных колебаний ветвей ремня.

4. Исследовать явление удара зубьев ремня и шкива при входе в зацепления. ч

5. Провести экспериментальное исследование шумообразования в ЗРП в зависимости от параметров передачи и силовых факторов, влияющих на шумовые и вибрационные характеристики с учётом формы зубьев.точности изготовления, а таете применяемых натячших устройств. Разработать методы снижения вибраций и шума в ЗРП.

6. Исследовать влияние динамических гасителей на колебательную систему ЗРП. '

Глг'вз II. Ггючятро-точностпие и ггёсткостнио характеристики зубчато-грз:.юн;пдс передач.

Исследование гесистро-точиостных характеристик олелентоп передачи проведено применительно к зубчето-рог/счишм передачам с г-зо; ь-bcütkum и трапециевидным зубьям,в которых пали шкивов устллопленн на нопсдишшнх опора*, т.о. с "эакрепленндои" палами. В передач" пуб-читим р»|це:« пат зубьев р»мня г. шкива является вопюн элементом зацепления. Как отмечено в работе, изрезают зубьев на шкнге отечественного зарубежного прснзредства, как правило производят !>3:o;i<ri огибают червячными фреза-га на зубофрезершк станках. Ре™е применяет метод деления. Зубья np?ccfcpr.sn, профинируидеЯ зубчатую честь ремня, таг.жо нар-ззаэтея'специальной червячко.1 фрезой.

Приведены результаты исследований отклонен!*;! шагов п-.'мчнлль--ного и накопленной погрешности ипга.отечестве-и-.ых и зару;. .яшлс ровней и 1екивоп.

Аля исследования каговой разноразмерности зубьев ремня била разработала t.'3'годшси паспреккя, позволяющая искявчагь влияние га результата измерения податливости зубьев ремня и его полотна.

Из приведенных з!>м~рог следует, что средние.значения а;/чднт'д изменения отклонений шагов ч накопленной погрешности шага для гсгы-тывае'.мх ремней равна: ¿ = </¿'-¿>,25;0,35, 0,3/; ¡>¿76 /tu -

- фир'-н ВапЫа *. (Япония), /Л= /л"/ - ¡>,57; js .

Следует отметить, что погрешности изготовления пагоп ayfii.en гокзва и прессформч (перепосидаз полностью на ре'«?иг>) аналогичны ст-клскэпкям плров зубчатпх колёс и зависят от геометрии зубьев, м<ч?о-да нарезания зубьев vi от вЧтачкни геометрического и кинонгтлче.-екого эксцентриситета. Поэтому теорзишеская закономерность пз.'ячткиз езибкп округлого саг«', зубчатого ихнва и ре-лш an один оборот шкива или пробег pei.M мотзт Лить представлена в вило гармонического закона.

Средьзв значен.'е ¡•«•тнтуД'.их отклонений сигов щкипл т~ 6.чм фирмы Sei {и СЯлоиия), изготовленного по юэтест с-5кптки, регн" и, 02-1, а а'/лллгуды накогюс-.чч'м wrpeasfoera составляет 0,067 па, что соответствует 7-ой cvcnst.i ¡'г.чнасти изготовления зубч.т?'« кол5с.

Для пкква с narr.» 1/л, .>чре затаим по .методу ¿м-чая, сс.пчт-стченко получони эгаие.-гч 0,и94, 0,15 мл. ¡1рнчэ>.. м qtc i с.а,чао

погрепностъ изменялась по случайному закону.

Приводится определение жёсткости полотна и зубьев ремня. Для депонт некоторых вопросов, например, распределения статической нагрузки мекду зубьями на дуге обхвата и динамической характеристики ЗРП (свободные и вынужденные колебания) необходимо располагать упругими характеристиками полотна (каркаса) и зубьев ремня.

Для определения продольной жёсткости зубчатого ремня используют в основьом два способа; статический и динамический. Статическая продольна.! т.ег.ткссть зубчатого ремш Ск характеризуется его абсолютным удлинением на длине шага зубьев или относительным удлинением ремня при действия единичной нагрузки. Так, в работах Пуревича В.Е., Арбузова М.О,, и др. авторов в качестве упругой характеристики каркаса ремня принимается кооффицпент податливости каркаса Jk = i Je* для paj.aw шириной I см на длина одного шга. При атом величина предполагаемая для всех шагов каткого ремня постоянной, для отече- п ствснных ремней модулем 2-10 мм и японских ремной с вагом 1/2 п 7/8 колеблется в пределах: 0,0005 - 0,0018 (I см*мм/кГ).

испытания зубчат их ремней разной длш_ш. и сирина паиагаэг.что особенностью продольной да£ор;.;ацип несукего слоя зубчатых решой является нелинейный характер их удлинения при продольном растяжении,что связано с особенностями упругих свойств каркасов. Зто явление учитывался в работе Наталевича Л.П,Посредством измерения приращения мзк~ ссеього расстояния ЗРП Нпкекчуком А.Н.определяется "динамическая'' продольная жёсткость ремня по амплитудным значениям Р к £ , зарегистрированном в процессе вынужденных колебаний подвшного икгаа передачи.

Как отмечается в ряде работ, жёсткости каркасов зубчатых ремней, определяемый экспериментальным путем в статике, оказываются зависящими от ширины и длины испытуемого отрезка ремня. Поскольку при исследовании колебания необходимо учитывать результирующую податливость ветвей при различных мег;осевых расстояниях, то нами были проведены эксперименты, в которых испытывались отрезки ремня различной длины, закрепляемое в займах специатьными вставками, входящими в зубья ремня для получения того же оффекгга,!:оторыИ проявляется в передаче. Проведено экспериментальное определение удельной податливости Як полотна (каркаса) зубчатых ремней различной ширины и длины £ .

Согласно ОСТ 38 05114-76 расчеты ЗРП проводятся для удельных

нагрузок на единицу пириш ремня до 60 Н/мм. Однако испытания зубчатых реwieil проводили с .учетом нагрузок, прэвншаюпих допустимые значения Р , tílk как при эксплуатации ЭК1 возникают различило днна-t.-ические процессы, обусловливание ярзвигениэ статических нагрузок в несколько раз.

На основании многочисленных испнтаниЛ на растяжение зубчатых рг"';~ ve!? с Ш =7 га, нчэпих ширину <£> от 17 до 50 мм, получена эмпирическая формула для JK

. (i)

где Pyj- - удельная нагрузка, приходящаяся на единицу ширину рзкия в Н/мм; для зубчатых ремней т;;р:пюЯ . =17...50 мм показатель степени х=0,95..

- Из анализа получение данпix с®,пуст; что удельная податливость ремня зависит от иирини рэмня ¿р и нагрузки Puf. • Имеет место возрастание податливости Як с увеличением ширины ромня при одинаковых нагрузках на I им смргош ремня. Такая закономерность наблюдалась только для нагрузок Руд. <г 40 Н/мм. Согласно данным Наталевича А.Н. указанная закономерность справедлива в области нагрузок, иэ превкша-гапх 25 Н/им. Вместо с тем при внеоких нагрузках наблюдается обратное явленна, т.о. имеется тенденция к снимет® Л* с увеличением/у..-

Для ремней с /Л-5...Ю мм с типоразмерами каркасов, таким! те, сто и для ремней с 171 =7 i.tm, при средних нагрузках Руд. можно приближенно Яц оценить по формуле (I).

Из анализа испытаний участков-зубчатых ремией, пмэидих: рабочуи длину £ от 190 до 550 мм, получена формула

где £ - относительное удлинение ремня; X (£) - показатель степени, зависящий от длины £ ; ,пля участков ремней модулем 7 мм длиной £ ---- 300...500190 мм , х = 1,05 \\ , € = 0,024.

Одновременно с испытаниями по установлению закономерностей изменения податливости речня в зависимости от различных факторов, были построены кривые, характеризующие упруго-релаксационные свойства зубчатых ремней.

Во многих работах считается, что зависимость между упруги:*® перемещениями зубьев ремня V/ и действующими на них нормальными нагрузками Р является линейной, т.е. W = Р , (-5). Такой

подход, по-видимому, справедлив при идеальной точности изготовления и мснтат.а передачи. Поэтому било изучено влияние перекоса, температуры и твердости резины а.уба на его жёсткость.

Выполнено экспериментальное определение жесткости зуба ремня на специальном приспособлении, позволяющем имитировать перекос оубьев реиня и шкива.

11а основе'обработки экспериментальных данных получена зависимость когЛ4>нциент& податливости зуба ремня К„(х)оч: угла перекоса^

к»(г) = К», (i+ *.)!'),

где - коэффициент податливости зуба при отсутствии переноса.

Для зубчатого ремня модулем /П£ 3 им, если переложение зуба определить ь функции нагрузки, приходяцейсп на единицу ширины ремня, иызеи Кно = 0,ns . Коэффициент К определяется как

где Wmti' - перемещение зуба ремня при ^Ула* , У/0 - перемещение зуба при 0 . Он оказался равны),i 0,317.

Из результатов испытаний зубчатых ремней с /77-5- *? мм, iy> -20..,50 мм, при различных углах перекоса осей следует, что с увеличением угла ^ всё в большей мере проявляется нелинейность зависимости перемещений зуба от нагрузки. При наличии перекоса осей скивов была получена следующая эмпирическая формула

п-%

f**.) в , (5)

где - погонная нагрузка, действующая на единицу длины зуба

ремня. Для /7 =7 мм коэффициент ХКа к»2/// .Установлено, что с увеличением угла перекоса контактирующей пары вёсткость ремяя .уменьшается.

Деформационные свойства зуба зависят от температуры, твердости резины, от механической и термической предыстории зубчатого ремня.

На основании проведённых испытаний зубьев ремня с-различной твердостью 11=60-90 ед. по Еору при нормальной температуре 18-ЙО°С получена формула для коэффициента пропорциональности Ку в формуле (3). Например, при модуле PL =3-5 му он равен =0,2(!-Р,е/Я) .При твердости Н=С0 ед. коэффициент податливости зуба ремня увеличивается в 1,5 раза по сравнению с зубом, имеющим твердость Н=90 ед. Наряду с этим податливость зуба ремня как для твердого, так и для мягкого образцов резины возрастает с увеличением температурц нагрева. Функция температурной деформации в этом случае также имеет линейнув зависимость и ыохет быть аппроксимирована выражением = = Q о 33[t + e,ort[7-20')] при температуре нагрева до 80° С.

Доказано,что в ЗРП имеет место ползучесть ремня.Анализ кривых ползучести для образцов с различной термической прелнсториеЯ показывает,что закалка и отжиг образцов приводят к заметному различно характера кривых иеформациП зуба ремня. В значительной степени проявляется ползучесть образцов,подвергнутых-закалке, и в меньшей - для отоягёяаих образцов.

Испытание релаксационных свойств зуба показывает,что о увеличением температуры релаксация напряжений увеличивается .При исследования влияния термической предыстории на процесс релаксэ-' цяи в зубчатых ремнях установлено,что кривая реляксацип напрчжпняя для отожжённого образца лежит выше кривой неходкого п отожженного ' образцов.

Полученные экспериментальные данные позволили определить значение жёсткости п выявить ей зависимость от предваритель-"ного натяяения /ъ . Установлено,что при крутильных колебаниях крутильная податливость передзчи определяется,главным образом, погатливостыз зубьев ремня и числом пар зубьев,воспринимают* нагрузку на двух дугах обхвата Лем большд таких работапяих зубьчв, тем больше . юйзективпая жёсткость зубьев па дуге обхвата. Поскольку с увеличением предварительного натяжения число таких пар зув1ев растёт,то это п обуславливает повышение крутильной жёсткости передачи.

В диссертация получено уравнение связи между крутильной податливостью ЗГО и жёсткостлми Ск и Ср соответственно полотна и зубьев ремня с учётом числа работагцях пар зубьев п- :

где Z - радиус делительной окружности шкива; £ - ллина ветви ремкя.Расчетами,выполнегншми по этой формуле и пряпставлеяннмч в диссертации.показано.что крутилымч яёсткость ЗРП определяется плавим образои упругими свойствами зубьев и число?' нагруженных зубьев я на дугах обхвэта пкявов.Сувеличением Я кр%тильнзя жёсткость возрастает практически линейно.Так как ст^пчнъ влияния жёсткости'полотна на крутильную яйсткость перяпачи г'ала.то возрастание Ск с увеличением,г не может служить основанием полагать,что и »четкость полотна рзстёт с увеличением /><./1.

ГЛАВА Ш.Распределение нагрузки между зубьями на дуге обхвата ЗРП.

В известных работах,посвященных анализу распределения полезной нагрузки между зубьями на дугах обхвата шкивов зубчато-ременной передачи.рассматривается только частные случаи.Считая саги вшива и ремня постоянными,авторы этих работ исходили ила из равенства шагов между собой ,или из постоянной для всей дуги обхвата разности в шагах ремня и шкива. При этом все расчеты выполняет в предположении,что при любом окружном усилии у€у>.нагрузку передают вое находящиеся на дуге обхвата пары зубьев ¿0 .Выполненные эксперименты не подтверждает этого. Поэтому для поиска путей направленного влияния с помощью различных конструктивных мер на распределение нагрузки мевду зубьями с целью повышения работоспособности передачи была необходимость в разработке общей методики расчёта нагруженности зубьев,применимой к любому варианту расположения случайных отклонений от номинального-шагов шкива и ремня в пределах дуги обхвата.

В этой части диссертации выполнено теоретическое- и экспериментальное исследование распределения полезной окружной силы между нагруженными зубьями ремня и шкива на цуге обхвата с учйтом деформационных характеристик зубьов и полотна ремня,точности изготовления и монтажа передачи.

Во всех известных работах оперируют только уравнением совместности деформаций соседних зубьев.Однако вполне вероятны случаи расположения нагруженных зубьев не по-соседетву.Этот недостаток в составлении уравнений,усложняющий анализ влияния различных факторов на распределение нагрузки между зубьями,является следствием отсутствия в рассматриваемых решениях задачи единой для всех зубьев ремня базы отсчета переиещений.Между тем такая база отсчёта может быть найдена:если на дугу обхвата шкива наложить ненатянутый ремень и, например,при неподвижном ремне повернуть в том или другом направлении шкив,то первоначально зазор будет выбран в контакте только одной пары зубьев ремня и шкива,а между остальными парами зубьев в общем случае останутся различные зазоры.

Пара зубьев, в которой зазор при ненатянутом ремне выбирается в первую очередь,названа базовой и принята за начало отсчета всех упругих перемещений зубьев и элементов ремня при нагружении передачи.Базовая пара,определяемая в общем случае комбинацией случайных погрешностей шагов ремня и шкива,периодически сменяется и

может распо-

лагаться о любой точке дуги обхвата.

На Рис. I для ведущего и ведомого шеивов представлены-в развёрнутом виде вверху схемы передачи с ненатянутым ремнем и выбранным зазором в базовой паре зубьев ремня и шкива и внизу схемы перемещений зубьев при нагруяении передачи.

Из рассмотрения перемещений элементов ремня (после нагруженик передачи) получено уравнение совместности деформаций для пар! соседних зубьеа а. и л»/

н носбседних зубьев ¿г и

. где Оа,($а-ч ¿а*? ~ упругие перемещения зубьев А, , а+£ ремня относительно его полотна ! Г// /¿-^/с -

- удлинения полотна ремня на рассматриваемом участке, 1ыраяаемые через суммы приращений его шагов на участках от катдого зуба до базового зуба ^ - зазоры в парах зубьев А, си-4 при ненатянутом ремне, обусловленные погрешностями изготовления и монтажа передачи. Дчя частного случая, когда при данном Гакр . зубья, расположению между зубьями й. и а.ч-£ , не участвуют в зацеплении

(т.е. = сГл,г .......= =0), .Верхние

знаки относятся к'ведущему гакиву. а-

Разработанный впервые в диссертации удобный для практических расчётов аналитический метод расчёта действительного числа Д. з.убь-.ев, воспринимающих заданную окружную силу, сводится к следующему. Число работаэдих пар зубьев предварительно определяется в предположении недеформируемости каркаса полотна ремня. При определении числа Л нагруженных зубьев и их расположения на дате обхвата при заданном округлом усилии исходим из картины-распределения зазоров между зубьями в различных парах при ненатянутом рейке и выбранном зазоре в базовой паре. При этом перемещении относительно полотна ремня каждого .участвующего п передаче нагрузки зуба ремня отличаются от перемещений его базового зуба на величину зазора, имевшегося между этим зубом и зубом шкива в ненагруженной передаче.

Для предварительного выбора числа нагруженных зубьев ремня получено уравнение /¡-/

И - Ро/гр- Лр >

Ведудлй шлв

5а Р» Ьач

V

v

\Г

5с Се

и-Г

ы

х-г?

и

5Е

о)

V

ш

ь

Ведомый шкив

^ и.

3=:

11к

з=гс

8к

к

ь. б.

£

-Г

Рис. 1. Схемы перемещений,зубьев на дуге обхвата ведущего и ведомого шкивов.

где Л. - число нагруу.ешп« оубьев ремня, включая базовый; 2р- коэффициент тангенциальной податливости зуба ремня; ¿1 - зазори между э.убьямн в различите парах.

При пробных расчётах необходимо, чтобы полученное значение Рк било меньнз кинжального из зазора? - парах зубьев,предполагаемых н9иарруго:ккчи, т.е. 6К < Я п.

В качестве примера использования .уравнений совместности деформаций (7) для нахождения распределения нагрузки между зубьями, ремня и шкива па дугах обхвата ведущего и ведомого шкивов (для случая, когда предварительно найденное число нагруженных Пар аубьеа ¡ь включает в себя, кроме базовой пары К , ещё четыре пары зубьев с минимальными зазорат: зубьл а. и а+ё, расположенные о? начала дуги обхвата блияв, и зубья с. и с + сЬ , расположенные дальше, чем базовый зуб), получена система уравнений:

(Р. -/> )лр = * (Рг *Р^е*Рк)]Л - 5-е (<Э)

■ (р< - - - ^

где Ра,Ри# >РС Рс^- тангенциальные силы, действующие на соответствующие зубьл; коэффициент податливости каркаса полотна ре мня на длине иага; Рг,Рг - натяжения ветвей,=Е(!ч-1у); !

коэффициент тяги; Р0 - предварительное натяжение. Кроме то-го^уравнэнио равновесия икивов имеет вид

Ра. -Рй+е +Р*. * Рс * Рс*4 - Рсхр. (Ю)

Из решения системы уравнений (9) и (10) определяются нагрузки, действующие в указанных контактирующих, парах зубьев реши и шкива. При атом полученный результат по определению сил, действующих в контакте предположительно работавших пар, нуждается о проверке. Проверка должна подтвердить, что следуюпшй по величине зазор после учтённых п. вар зубьев, т.е. зазор ^л. , нэ будет выбран. Так, если пара С. расположена ближе к началу дуги обхвата, чем базовая пара, то за' зор в этой паре сохранится при выполнении неравенства *■- <

с '

а при расположении пары <2 за базовой парой при условии

где ¿к = РкАр - перемещение базового зуба, полученное в результате решения системы уравнений (9), (10).

В работе показано, что введение базовой нары в качестве начала отсчёта упругих перемещений ремня целесообразно при расчёте наг-рутенности зубьев, например, при известном законе изменения накоплент ной погрешности шага, при выявлении влияния на распределение нагруз- ' ей эксцентриситета шкива. Особенно упрощается рисчёт в обично рассиа^, риваеиом случае постоянства патов ремня и шкива, т.е. при íp = ca/7S¿^,

Как видаю из рис. 2 в частных случаях базовая пара, периодически сменяясь, располагается на дуге обхвата на одном и том же угловом шаге. Она находится либо в начале, либо в конце дуги обхвата, что вносит предельную ясность в картину взаимного расположения зазоров на дугах обхвата: при ненатянутом ремне и выбрашоц зазоре в базовой паре зазоры между осталыдгми парами зубьев возрастают по линейному закону. ■ _ ____

Ведуний шккв

а) > бИр^шк

_ _Ь

Ведомый шкив

Рис.2. Схема распределения зазоров на дуге обхвата шкивов при а. и / ■ - ¿р ^¿и/к ; <Г,/~ - * ¿¿и* ■

При линейном законе изменения зазоров между зубьями ремня и шки-( ва с .удалением от базового зуба, уравнение для предварительного выбора числа П- приводится к виду

Л ¿1-(п-{)л Ж/2 - Лр ,

1234 567 Ь9Ю 11 2,-12

Рис. 3. Зашгсимость распределения нагрузи! мечду зубьями от коэффициента тяги передачи с т- 5 мм; 0,06 мм;

^ = 0,001 ю.?/И; Ар =0,15 к,*2/!!; = 15 НДи;

ведутш!! шкив;

ведомый шкив.

I ? 3 4 5 6 7 в 9 10 || 2.М2-

Рис. 4. Зависимость распределения нагрузки между зубьяш от коэс[|;гциента тяга передачи с /77- 5 мм; ¿¡>¿¿0,1; - 0,06 мм; = 0,001 мм2/«; ' у1р = 0,15 мм?'/Н; Я» = 1Г< Н./мч;

--------------веяуниЯ шьлв; - — ----ведомк!'. :и.-лв.

причем подобранные по этому уравнению значения ^ и П. должны удовлетворять неравенству •

Используя выражения дтя расчёта начальных боковых зазоров 1 1 т.д. и числа п, нагруженных зубьев,да-

лее решается задача о распределении нагрузки между зубьями. Для случая расположения базовой пары в начале дуги обхвата, что для ведущего шкива соответствует Рис.2,а.) , а для ведомого "¿^¿ш^ (см. рис. 2, г.) система уравнений имеет вид

(Рг -/ЗИ * (р> ,

т)

, (Рп-,-рл) ^ -- (г,(2) л ,

, п -г '

Полученное реиение является окончательным, если выполняется неравенство ¿{>РЛ Лр?Л к > (12), в котором для каждого шкива учитывается натяжение в сбегаздей ветеи решя.

Система (II) решалась на ЭВМ. Результаты расчёта-закон распределения нагрузки мекду зубьями на дуге обхвата шкивов - представлены в виде графиков, которые наглядно иллюстрируют зависимость числа работающих зубьев, их расположение на дуге обхвата и нагрузок этих зубьев от окружного .усилия. Результаты одного из расчётов, выполненных для передачи с модулем Ш. =5 мм, одинаковыми шкивами, имеющими 24 зуба ( ¿а =12), и указанными разностями шагов , упругими характеристиками зубьев ремня Ар и каркаса его полотна , представлена на рис. 3 и 4.

Предлагаемый метод является удобным инструментом и для расчёта параметров передачи, обеспечивающих при заданном реашме работы передачи, например, равномерное распределение нагрузки между зубьями.! Показано, что при > ¿Ш1С повышение Лк усиливает неравномер -ность, а при ^ос/узде повышение Л* обусловливает уменьшение неравномерности распределения нагрузки между зубьями ремня. Поэтому только при < можно для заданных у^ Лк и Лр расчитать значение ¿{ , обеспечивающее равномерное нагруление всех зубьев на дуге обхвата. На рис. 5 показано для выравнивания нагрузки

между зубьями на дуге обхвата за счёт изменения величины ¿1 при .Ч'яд.Я и указанию: Л, и упругих характеристик ремм. Кривые построены только для ведущего шкива.

^Н/мн

123 4 56769 10 Нг,= 12

Рис. 5 Влияние разности шагов л/ на распределение нагрузки мепду зубьями на ведущем шкиве передачи с гп - 5 мм;

¿шк ; V = 0,8; Ям = 0,001 ммаД1; Яр* 0,15 мм2/Н;

Р0 = 20 Н/мм .

Введение базовой пары в качество начала отсчёта упругих перемещения ремня позволяет также решить задачу по выявлению характера влияния на распределение нагрузки между зубьями эксцентриситета сшива, обусловленного погрешностями изготовления. Рассмотрено распределение нагрузки мепду зубьями в случае, когда шаги ремня постоянны и равны номинальному шагу шкива, а отклонения действительных шагов шкива от шага ремня, обусловленные эксцентриситетом, периодически изменяются _.по величине и по знаку.

При наличии эксцентриситета С текущее отклонение аага икива

4

¿шьл от шага ремня изменяется по закону - 25Ге

Чтобы воспользоваться этим выражением для последовательного составления уравнений совместности деформаций соседних зубьев, установлено положение базовой пары в зависимости от углового распожения эксцентриситета шкива относительно его дуги обхвата. При выбранном зазоре в базовой паре зубьев ненатянутого ремня найдена закономерность изменения зазоров нетщу соседними парами зубьев на дуге обхвата как

За - X?,,. = г {¿{¡¡„-¡¿¿/¡Г ) ' Г,11е знак плю0 относится К'ведущему, шкиву. С использованием полученной систеш уравнений учитывающих найденный закон изменения зазоров дано расчетное определение,распределения нагрузки межпу зубьями рекня и шкива при наличии эксцентриситета последнего.

Из анализа результатов исследований следует, что характер распределения нагрузки ме;кду зубьями ремня существенно зависит от положения и величины эксцентриситета шкива. При этом характер распределения нагрузки ¡»•чду э^бьями ро.--,;;я существенно зависит от положения эксцентриситета икива. Во всех положениях эксцентриситета максимальная нагрузка 1при учтен:™.« в расчётах податливости каркаса [«мня) действует в базовой паре зубьев. При этом она достигает своих гтиковых значений при расположении базовой пары в начале и в кия;-" дуги обхвата или вблизи этих точек.

Для анализа степени влияния углов перекогз. на распределение нагрузки, была такке решена система уравнений (II), но с учётом непостоянства коэффициента податливости зубьев на дуге обхвата (, определяемого в зависимости от угла перекоса и приходящейся на зуб наг- ! рузкй.

Выполнение указанных выше исследований, позволило изучить влияние угла ререкоса на максимальные контактные напряжения наиболее нагружен-. ного зуба. Расчеты по выявлению влияния угла перекоса на максимальные ; контактные напряжения с учётом перераспределения нагрузки между эубь- ; ями при наличии угла перекоса ^ показали, что несмотря на выравнивание нагрузок на зубья при наличии перекоса осей (за счёт увеличения . эффективной податливости зубьев ремня), контакт® напряжения с увеличением % резко возрастают по сравнения со случаем - О. Татпы образок, доказано, что увеличение угла перекос? пс?рда снижает нагрузочную способность передачи. ..."

Проведено экспериментальное исследование;распределения натруз-1 :''игжду зубьями на дуге обхвата для .ЗРП при ^ = ¿т ) ¿шь ' и

* ¿ш< . . . • ' . V ■ '

ГЛАВА 1У.Исследование динамики зубчато-ременных Ш'петчч.

Показано.что проблема динамического иселедспанпя зубчатых, цепных и ременных передач явилась предметом многочисленных исследования. В то ке вр<.мд работ,посвященных исследованию динамики ЗРП,весьма ограниченно-! число.3 связи с эта« является актуальной задача исследования колебаний в ЗРЛ.

В ЗРП с жёсткими и упругими опорами могут возникать крутильные и из гибкие колебания зубчятнх -кивов, гнзвзиш.ч) шшсптвчоской погреаясстыо ивготоплрнвя и ноптета передачи ,углр::1!ч прср.есссг зацепления зубьев рошт, а такхе различию»!! янепяюп» воЕг«уса»г;!"я факторами, которые могут вырвать опасные динамические нагрузки в элементах передачи и оказывать существенное влияние .на их пидо.-ность и долговечность.

При Енборе динамической модели передачи для описания крутильных и изгийных колебаний шкивов последние представлен»* в визе абсолютно жёстких тел,соединенных мекду собой и с водопровода'-;: с помощью упругих связей,имитирующих участки ремня и опоры яказсв. Упругие связи выбираются в виде бчрмассовой пругпнн.Внбор такой расчётной модели даёт возможность проведения раздельного или совместного изучения колебаний шкивов.

Динамические модели поддастся аналитическому иссле допаши-развитыми в диссертации методами.

Показана зависимость декремента колебаний А от относительной амплитуды колебаний £ при различных £ . При рекомендуемых натяжениях ра - 50...300 И среднее значение коэффициента демпфирования. (отечественных зубчатых ремней) в линейной части рзтухгшия составляет 0,2-0,5 Нмс/рац,а для начальной (нелинейной) зоны затухания 2-5 Нмс/рад; б) логарифмический декремент колебаний .для ремней с модулем 4-10 мм - А = 0,2-0.7.Следует отметить,что коэффициенты демпфирования зубчатых ремней близки к кегф-Фнцпентан демпфирования клиновых ремней. Установлено,что коэффициент де"П-фирования зубчато-ременной передачи мокет быть найден по декременту колебаний или по коэффициенту поглощения .Причем .докрасит колебаний увеличивается с увеличением начальной амплитуды колобаия? и предварительного натяжения ремня.

Для выбранных 2-х и 3-х массовых зубчато-ременных скоте« с абсолютно жёсткими опорами,а также с учётом кооф-Ф-ипиентов имитирования опор шкивов и ремня (и без учета) и крутильной »йсткзсти валов,на которые посажены зубчатые щкивн,найдены формулы для определения собственных частот колебаний после днкх .¡¡спользусая методика определения частот пригодна для рассмотрении моделей лП, обладащих болыжм числом степеней свободы.

■ - 19 -

Возбуждение вынужденных колебаний зубчатых шкивов п опроделгт/м дополнительных динамических нагрузок в зацеплениях изучено в зависимости от накопленной погрешности окружных шагов зубьев скипов п ремня,от эксцентриситета шкивов,от погрешности зубьев ремня и шкива, от ударного зацепления зубьев ремня к шкива.

При выборе динамических моделей и выводе дифференциальных уравнений,движения рассматриваемых систем сделаны еяедугапе допущения: I)рассматривается только установившееся давление неро,дачи;2)попореч1шо колебания во внимание не принимаются.

Рассмотрено расчетное определение амплитуд крутильных колеоаний ¡живов и динамических нагрузок в ветвях 2-х и 3-х вольных ЗРП,обусловленных эксцентрисистечами шкпвов.Так.из решения системы уравнений,описывающих вынужденные колебания шкивов 2-х валыюй ЗРП,найдены следующие зависимости для определения амплитуд крутильных колебаний шкивов:

У, =у'- j^fas/auiJ+Cgjtafá-tótfJ- s/f/qMfet-ft

^ ^; ж- ^ y 4 ¿ = y^fci.

fa* C^&tfrrt/3,}) _ собственная частота колебаний.

Кроме того,на основания решения системы дифференциальных уравнений найцен-j простые 4«?мулы для определения крутилышх коле- ' баний вкивов в 3-х гальных ЗРИ. •. ':

Изучено влияние равномерности зубьев шкива и ремня на, крутиль-1ше и доггзречгше колебания соответственно шкивов и ветвей ЗРП. При проведении анализа точности изготовления ЗРП автором наблюдалось,что шаговая разиомерность зубьев шкивов больше.чег у. достаточно точно изготовленных серийпйх зубчатых ргжзй.Е подебнах • передачах можно пренебречь накопленной погрешностью шагов зубьев рмшя,что позволяет рассматривать возбуждение крутильных колебаний 1'ШИВОВ только от ¿t^ шкивов.

При проведении анализа точности изготовления передач установлено,что на шкивах с модулем Пг = 4. . ..10 мм, 2*^18.... .33 ,на-резашаге методом обкатки,накопленная погрешность шага зубьев составляла 0,11-0,15 мм(по ГОСТу 1643-72 допускаемое значе-

ние - 0,0?).Накопленная погрешность'шага зубьев ремня с модулем .

™ = KS; ^ =s¿сссг-аЯгм^ _ áf^. = , с .

ГЛ. =4;5;7;I0 и =I50;90;II2;I25;95; - ¿i^ 0,13-0,325мм.

Сравнительный анализ полученных данных показывает,что накопленная погрешность шага зубьев ремня больше,чем допуск нй зубья пресформы,изготовленной по 7-й степени точности (ГОСТ 1643-72).На длинных, ремнях наблюдается ещё более заметное превышение nor-j решяостью шага ремня допуска на прессформу.Такое расхождение пог- ., решностей, и>ожет быть связано с несовериеиством технологического процесса изготовления зубчатых ремней.

Найдено,что иаговые равномерности зубьев шкива и ремкя соответственно за один оборот шкива (и пробег ремня) изменяется по гармоническому закону.

Исследование вынуждешшх колебаний 2-х. и 3-х вольных ЗРГГ от действия этих возмущений со стороны шаговой погрешности зубьев ремня п шкива показало,что амплитуда крутильных колебаний шкивов, вызванных равномерностью зубьев или эксцентриситетом шкивов,соизмеримы . . -

Полученные формулы дают возможность регулировать амплитуды крутильных колебаний шкивов,а такяе с помощью расчётов найти при каких значениях функций л¿ и «^-колебания 3 ЗГО исключаются.Найде- , иная тагам способом величина эксцентриситета шкива для рассматрявае-1 мой ЗРП (с задантам параметрами передачи по конструктивным и технологически.! соображениям) изменяется в пределах 0,03-0,05мм .

Исследована крутяльно-язгибнне колебания шкивов ременных передач. В выработанной динамической модели учтены крутильные и язгибние перемещения зубчатых ремней,так как в большинстве случаев в ЗРП шкивы расположены консольно "и положение центров шкивов зависит от натяжения ветвей,определяющих изгиб валопроводов. В подобных случаях динамический анализ передачи следует вести с учетом изгибной жёсткости опор шкивов.

Как показано в глазе Ш.при ip>¿¿¡/ufou4- ¿W1, ¿¡¿//ce^sr1)и при большой разности /¡i в шагах зубьев ремня и икива нагруженными могут быть всего несколько пар зубьев с весила неравномерным. ' распределением нагрузки между ними.В подобных ЗРП возникает силовое возбуждение,вызванное неравноверным распределением нагрузки в зацеплении. В этом случае для выбранной динамической модели ЗРП. составлена система дифференциальных уравнений, описывающих крутильные и изгибные колебания зубчатых шкивов в вида

Ц3)

где /V - крутящий момент; -коэффициенты неравномерности момента; ;зубповне частоты. "

h- коэффициенты демпфирования;

изгвбные перемещения шкивов; - крутплыше колебания шкивов;! К^} )<!0- крутильная и изгибная жёсткости опор шкивов; I

При решении системы уравнений (с периодическими коэффициентами)' (13) принимается зависимость коэффициента жёсткости ветви ремня от приращения натяжения { F~Fa ) линейной,т.е.жёоткости каадой ветви Ctlcz ремня выракается формулой C, = Ce+J.(fi-fi);С2 = C-Jfe-jC) где С0 - значение этого коэффициента при предварительном натяжений' ремня.Тогда,поскольку согласно условию Понселе 'Л0

искомая сумма коэффициентов жёсткости отзывается, равной С}-* Cj = ЗС0 =r CO/?st.

Получено решение системы уравнений (13).устанавливаемое зави - . виснмость мевду искомым функциями.

На основании анализа решения уравнений (13) определяются формы колебаний зубчатых якивов в зависиигс^и ст параметров передачи ,а такке устанавливается зоны резонаь.!sv колебаний шкивов.

Суммарные перемещения концов ветвей,втьчнные разноразмер-ностью тагов зубьев ремня и шкивов,найдеда г форме тригонометрического ряда cosfxto^-i-t-Г) .где ^ -суммарная амплитуда функций ¿¿f} д{2 (¿^¿¿-ттоъае погрешности в зацеплениях зубьев ведущего и ведомого шкивов с ремнем).Даётся анализ результатов исследований крутилькнх и изгибных ' колебаний ЗРП.обуслввленннх равномерностью шагов зубьев ( .

Оксппргменты проводились на специальной установке.

При проведении экспериментальных исследований крутильных и изгибних колебаний шкивов были испытаны порс-'пачи с

Ksк слелуст из полученных осциллограмм,кривые угловых коле-бани;', ткквов шест вил синусоид.Период зтгх кривых равен периоду одного оборота игсква,поэтому частота возмуценгя от накопленной погр-üinoTii и эксцентриситета определяете;; как л'<&/£0.

Крап того,на угловые и поперечные-колебвгнч гакивов и ремня нзло-renu и'соксчастотные состялчякжие 'ÄLräüO- .соответствус-

щи с улрн вхо.шеих в заде iure пиа зубьев рам нл. Частота удара зуОьев кратна числу зубьев шкива,а ¿«плиту,па ко.пе .соответствующая чзстг.-."2 г.ересопрда-.ения зубьнр.зависит от р?.г1>.о!?§рности зубьев

Установлено, что наряду с крутильными колебаниями пкивов в ЗЕП могут иметь место интенсивные изгибпие колебания икнвов. Доказано, что изгибное колебание вала монет бить вызвано впекай« возмущен нем действием со стороны шаговой погрэпности зубьев ремня и шкивов.

Установлено,что формы колебаний виивов и ветвей ремня изаи-мосвязаны.Особенно в резонансной зоне крутильные колебания шкивов могут возбуждать колебания ветвей,и,наоборот,колебания ииг.ов могут возбуждаться поперечны'.:! колебаниями ветвей.Вибрация икивот; ссобен-но усиливается при параметрическом резонансном колебании вотаей ремня.

Доказано,что для снижения амплитуд крутильных колебагеп! кки-вов и поперечных колебаний ветвей можно использовать специальное натяжное устройство,состоящее из гладких роликов,аакрепленлпх на подвижной планке,которое снижает амплитуды колебаний пкивов (без учёта резонансных значений)составляют: ^^ = 0,0025-цооб'раъ. Показано,что на амплитуды крутилышх колебаний гкнвсв заметное влияние оказывает форма зуба шкива.

В данной главе также рассмотрен эффект удара зубьев при входе в зацепление.

Установлено,что в начало .дуги обхвата при ходе очередного зуба ремня в зацепление происходит удар с зубом шкива,в результате чего возникает ударная нагрузка,явялщояся дополнительным источником вибраций и пума в ЗРП.Рассмотрено определение углового и линейного перемещения соответственно шкива и ремня от равновесного их положения.Получена формула,позволяющая оценить приближенно силу удара при входе зуба ремня в зацепление.

В работе отмечается,что одной из причин параметрических крутилышх колебаний шкивов при использовании зубчатых ремней отечественного производства является переменная жёсткость ремня по его длине из-за низкого качества кордирования и изготовления ремня.• В этом случае для рассматриваемой динамической модели ЗРП решается уравнение Матье с периодическим коэффициентом.Показано возникновение параметрического резонанса помимо неустойчивых крутильных колебаний шкивов ЗРП.

На основании теоретических исследований вииукяешшх крутильных колебаний ЗРП найдены формулы,позволяйте определить динамические нагрузки,возникающие в ветвях ремня.

Таким образом,получены зависимости,характеризуйте нлвяние различных параметров передачи и погрешностей её кзготеглггя ы амплитуды крутилышх и и гибных колебаний :'¡сивев.Они т »•<■.

стадии проектирования прогнозировать возможную китекелч.«*-"^!. колебаний и зависящие от неё динамические нагрузки с L-i.iT.>. ты:- »•$•;*.{

нагрузочной способности передачи. * ' ,

ГЛАВА У.Колебания ветвей ремня зубчато-ременной передачи

Б данной главе проводится исследование поперечных и продольных колебаний ветвей и оцениваются обусловленные-ими динамические нагрузки.Найдено,что устойчивость работы ЗН1 во многом зависит не только от крутильных и изгибных колебаний шкивов, но и от поперечных и продольных колебаний ветвей ремня.

Доказано,что для проверки установленного в передаче натяке-. ния мояно использовать метод определения по известной частоте свободных поперечных колебаний ветви.

В работе опытным путём - из анализа значений декремента колебаний определены коэффициенты демпфирования при свободных поперечных колебаниях ветви в зависимости от её натяхения и относительной амплитуды колебаний.Выявлены основные свойства затухания колеблпиейся ветви.

Сравнительный анализ найденных коэффициентов поглощения зубчатых ремней'с коэффициентом относительного демпфирования клиновых и плоских ремней показывает,что демпфирующая способ--ность зубчатых ремней не меньше,чем у клиновых и плоских ремней. Среднее значение декремента колебаний зубчатых ремней с модулем 4...10 да колеблется в пределах 0,15-0,7.

При определении собственных частот колебаний движущейся ветви пренебрегаем колебаниями шкивов,предполагая,что они обладают большой массой и вращаются равномерно,а ветвь рассматриваем как тяжелую гибкую нить,движущуюся с постоянной скоростью /: С учетом этих допущений решение составленного уравнения,описывающего поперечное колебание движущейся ветм позволило формулу найти,характеризующую собственные частоты колебаний ветви в зависимости от натяжения,скорости ремня и от податливости опор шкивов.

Экспериментальные кривые,построенные с применением зубчатых ремней т =5.,.Д(>лм показывает .что с возрастанием скорости движения ремня частота собственных поперечных колебаний ветги-умеш/ластся. При этом экспериментальные значения ¿О/г. шест ■ отклонения от расчетах данных около 1-2Й при м/с.

Для измерения частот и амплитуд пепёречнк. колебаний лвизку- • цейся ветви ремня автором применительно' к зубчатым рзмням.бил разработан специальный индуктивный датчик.

Нп основании проведенного экспериментального исследования ЗРП установлено,что па вибрацию ветви нгитегшгпстся колебании 'с оборотной частоте!'! шкивов — ' Ткодейаикя о зуб-попой частотой • А. таккэ колебания с чпемтой пробега ремня.-

Эти периодически лог.муцешш изменяют патялення г.зтви рггшя, что г.гоест явиться причиной возникновения неустойчивых колебаний.

В работающей ЗГП наблюдается и ппрпматричоокке непорочное колебания ветвей. Заменяй ветвь гибкой нитьо, с учетов периодичности из-■ гененяя со натяжения, состпачоно уравнение, опастакте параметрическое кол г Злние питвн ¿>('г) = о , где X ^вт1 ; а

представляет собой кюгрдт отношения собственной частоты колебаний ветви к половине частоты впекней возяуиаицеЯ силы ; - характеризует амплитуду возбуждения иотлхонея ветви ремня ; у - коэффициент модуляции параметра Л- .

Ремния уравнения глет возможность установить зоны устойчивых и неустойчивых колебаний ветви в зависимости от отнгевния часто? колебаний согласно пиагрлммы Лйнса-Стретта.

В ЗГП при / помимо неуотоКчввости колебаний гетъей наблк»--ется парамгтряческий рзз&какс при соэтиссешг собственных а во5>1укит:п}. частот = 1,-1,3 ..... и т.д. Иайданц зоны неустойчивости коле-

баний РРП в зы)яс1'п0стй от р /ъ и частот вне.-них воэчудопив со стороны зубьев и оксцонтрисптатов гащвов, а тагсм от частота пробега ' ремня.

В работе описыппстся возможность устранения параметрических поперечных колебаний ш-тке* ЗРП при пс;реодическо:л изменении натягсения ремня . Ддя того, чтобы исклютвть резонансное колебание ветви, необходимо шбрать рш.им работы передачи в устсКчвшх зона;: построенной диаг-рамчн Айнса-Стротга. 11пи следует обеспечить постоянство натяг.енгл ремня. Показано ,что 1? ЗРП параметрический резонанс ветвей можно исключить путем пркм-шепкл специального натяяного устройства,состоя-цего из двух роли кон, закрепленных на подвитой ги'днке.

В работе выполнено исследование вынужденных колебании ветви ремня в магнитном потоке. Согласно полученной формуле, при ограниченной скорости V оспоиной о'уфект, возникающий при наличии магнитного потока, состоит в том, .что, настроив магнитодвижущие силы на натяжение ремня, мог/ло исключить поперечное колебания ветвей ремня. Прецлокен • метод снижения амплитуд поперечных колебаний ветвей посредством применения магнитного успокоителя.

В реальной ЗРП при наличии погреиноЪтей изготовления зубьев и полотна ремня, а также монтажа передачи наряду с поперечными колебаниями могут возникать крутильные колебания ветви ромня. Составлена сис система уравнений, описывающая поперечно-крутилыше колебания ветви ремня.Реасие систг -III позволило найти частоту поперечно-крутильных колебаний ветви.

Крема того, изучена возможность возникновения продольных колебаний движущейся З'о.чш при неустановившемся режиме работы перегичИ.

- ¿b -

Найденные формулы позволяют оценить динамическую нагрузку, ■ возникая,;ую кри продольных колебаниях ветвей ремня.

Г.Ш'А У1 .¡'.селедгусалие процесса пумообразования в БРП.,

Изученн шумовые характеристики зубчатых ремней,причины возникновения и излучения шума в зависимости от параметров передачи и пути его сникзиил.

11а основании проведенных исследований по выявлению источников ¡:|ума и вибраций в ЗРП отмечено,что главной причиной возникновения вибраций в ЗРП гюгут быть ¡технологические погрешности зубчатого ргчпя и ыкпва и удар зубьев рсмия при входе в зацепление с зубьями гкгвэв. Песзосность и колебания ш:;:::ов также способствует увеличен!!!-, ударней нагрузки и является причиной того,что боковая поверхность ремня ударяется и трется о поверхности .фланцев шкивов, вызывал при этом повышение уровня шума и вибраций

Кейто.глотдае передач с зубчаты;.!:: ремнями показало,что уровень ¡.ума во ъсем диапазоне частот от 16 до 80G0 гц возрастает с увеличением предварительного иатякения реют ( Fa =20...350 Н).

При отег- м,1ксе"оль«сс значение уровня сума......■> trajee место при

средних частотах 63...125 гц, с возрастая''. i ;адварптельного натяжения от 25 до 350 II повышается на 8-U "^'.Однако при очень низком предварительном нзтяжеиик также на'';1 <"<••« повышение пума,обусловленное хлопаньем ветвей,прнво! • к возрастанию ударной нагрузки зубьев.

Анализ результатов исследований показал,что с целью снижения уровня "ума целесообразно предварительные натяжения выбирать вблизи Fa = /ълр/л

Па основании обработки экспериментальных данных уровень up/íi-, c?I¡ с ремнями модулам 3...I0 мм получена эмпирическая формула,! Свчг.кмптгя между собой уровни оуиа и частоты врапения,при которых ; они кмекг место ¿ =¿0 +к {Л//г*) . где ¿ - искомый уровень гумз в дц при требуемой частоте градация водулего пкива Л. , оЗ/м:;н; ¿0- измеренный уровень шума при выбранной частоте врэ'денил п0 ; к -экеперименталышй коэффициент,характеризующий степень влюшяя скорости вращения на уровень аума,значения которого, ээвге-пда от степени точности изготовления передачи к от её пагрузки,про дотоплены в виде кривых,из которых слелует очевидный выгод с повыбей»: значения коэффициента < с увеличением погреи-иостей взгэтозлоивя перздачиЛовишегого ко нагрузки в передаче, .напротив,ешклет значение К .По осре.днентг: гдтш К =22-28. Погэ?1"у,что значс;;"-' коэффициента К кош» определить по двум прс.гггчгию kkw'::':wm yposirc иума L, к L¿ .соответствующим зна-,:,;- /2, и U,. , т.е. /с = C¿z-¿,)/ty■

- -

Получены эмпирические ^орглу.ш,устатзливавдш зависимость уровня сутла L и коэффициента пропэршоиплыгаоти Л ог передаваемой округлой спли /¿^ .При поьимепзв /ъ^ уровень :.ytu СП1 о ¿b>¿u/K увеличивается бсльга.чем в передаче с ¿¿«е ' Установлено,что уровень ¡.¡ума зависит от форм:) профиля зуба шк^а.

Заметное влияние на уровень ¡.¡ума оказывают погрешности изготовления и монтагл передачи,о такяе способ ¡¡атлдснпя pe¡,;i;:i. Пополете точности изготовления зубчатых ";¡.¡rr;oi¡ \о C-c.'i сгсп.лч: снижает уровень ьгума i:n 10-15 «i> по сравлпллв «о 'гт.-«!,sv?r.s:«;i 10....12 степень точности.

Изучена возможность си» ешш tjrci ¡5 i'.ü'jpaij'.i: с измл&к р.пброгасителя крутнль;:::;: колебаний п различных cj,'„acv3 Ь'уетизг-ледеквя и эвуксазоляцка.ч танке за с«з? пэте.:сп:!я

Д^МПфирОЕЛННЛ ПЗрОЦ'ЛЧ:!.

Рассмотрено з:>уксн1оглогуяше ксаухпяп рпглитшх »'лотруяуЗ, погфь'тж с вчугрешгчл otopkuj г'лх'кжк 3 x-'ctkri! i пзрзпсглои.-дг.'.г'л

т.птегиалгми.Устзпснле'1" чаемттгг с&екгрв гут ñ кжкспмссти чт Tüna звукопогдакзецего пгщнтзя кс>:у*св Лскз^ол'то.п/п.-'онял :<о~?jy. :::? спецпалг'птерна.-.езз.мегно еки\т»;:чп:; ;.ч 20 дБ я белое при срсд.ч;':: частотах згу!:;, "'"¡го "i?"..".;'!.

ГЛАВА ЭТТ .Исто г i снижения крутили).« гкну.гп и

поперечных колеб?.т:й петвей н ЗР1I.

С цс-~ыз пфТ-окти'игпго яс|ищ.зстшк.г "кб;,л.'с,т,-о-

лей в КРП основное внимание било направлено т 'Uivats рвзультгп'оя теоретвческвх и экспсржюнталышх вседадоютгИ /.рутил; них колебания зубчатых шкявоз о учете:.! ¿шазГячх .•заалтк-скас гасвтед&Г. колзбшгаЛ, а такке гаептелз?. с трением.

D работе сссле.густсл возможность устранения резонансного репгма колебзгай ведомого гживз в SKI с огрзюткгат возбултш-ш с помочью дишгического гасителя колебании.При этом путем настройки парциальной собственной частоти виброгасктсля на частоты ьозмусч»-цзй силы исключается вибрация зубчатого ¡¡¡кипа п колебательной системе. ' •

Рассмотрело технологическое и силовое возбуждение зубчлта-рсмэ;шой системы. Составлена и реиены дифференциальные урзьленм, гплечвакеие вынужденное колебания .для многсмассовых расчетных czax ЗРП с виброгасителел колебаний.

Изучено влияние динамического гасителя с трением на крутил:,-;г'з колебания ишивов в 2-х валыюй ЗРП.

Из анализа полученных зависимостей следует,что г¡".'плиту.ц Лжгаточних" колебаний ¡'¡киеое и вибрсгасителя пропорционал: '¡и

коэффициенту цемпфировзння гасителя.Косе того,трепка в гасителе, снигяя максимальные .амплитуды колебаний '.жпп.оп, одновременно приводит к повышению минимумов кривой АЧХ.хлракторизуших "остаточные" колебания.Резонансные значения собственных парциальных частот системы ¡¡¿/ зависят от выбора чечичинв С уменьшением резонансные частот); </г- прйблиаются друг к

другу и эффективность динамического гасителя понижается,а с возрастаниег.г^Йапозон частот увеличивается,что приводит к повышению эффективности ипброзааиты системы от вэзмуцапдего момента.

Для существенного повышения динамического гачестиа передачи изучалась возможность енлхэпия тшброактптлюстп зубчато-ременной передачи.Для этого был использован электромагнитный успокоитель, создаиаий магнитный поток вокруг ветви ромня.

Установлено,что эффективность доЕствпд электромагнита особенно повышается в области резонанса и мэхггг поникать амплитуды колебании ветвей ремня на В0-90*.

Танш образом,в 2-х и 3-х вольных Г;П1 путем правильной настройкой виброгпептелл па резонансную частоту возмущянкя можно обеспечить улучшенные характеристики дкиампчсс-кой устойчивости крутильных колебаний гкивон. Полученные зависимости от параметров ЗРП,обеспечивающие минимум амплитуды . колебаний зубчатых шкивов.

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ ДОаЖРТАЩЯЛГО!'.

РАБОТ!!.

Псстагленэ п решена научная проОлсгк, состеягая в обобщении, описании и объяснении большого числа «са*пчгнг факторов,характерп-зукхшх поведение типовых зубчато-ремешшч передач под действием полезны/ окружных нагрузок,а также в раопнСчтге теории, позволяющей с достаточной для внкеиернпх рг-очетэв точностью определять закономерности проявления кх сютгсш'чских п .динамических характеристик.

Разработаны практические рекомендации по совершенствованию конструкции ЗГО ; на примере типовых зубчатых ремней показана целесообразность оптимизации предварительного натяжения ветви ремня и точность изготовления зубьев по критерии равнонапряженности зубьев ремня на дуге обхвата.

Создан комплекс программ маишшой реализации методов расчета ЗГО, позволяющие оценить влияние различных конструктивных параметров на статику и динамику ЗРП. Проведен анализ эффективности вычееллтельных алгоритмов, оализующлх метод итераций применительно расчету распределения нагрузил .между зубьями .установлена возможность использования простых и эконг-мчных алгоритмов решения задач .сводящих к установлении титанических 1 агрузок па зубьях ремия и определению АЧХ зубчато-ременных передач

1. Г;'.'комплекс исследований .для определения статических и динамических характеристик упругих и демпфирующих свойств элементов ЗГП:

- найдены формулы .для определения податливости зуба ремия в завлсшоот." от темперытуры, твердости материала и угла перекоса зубьев ремня; получено выражение , устанавливающее связь меклу податливостью полотно ремня и нагрузкой ЗРП; '

- найдены упруго-деформационные характеристики зубьев ремня в зависимости от термической и механической предыстории нагружешш зубчатого ремня; .

доказано, что крутильная жесткость ЗРП определяется главным образом податливостью сопряженных со шкивом зубьев ремня на .дугах обхвата шкивов;

2. Разработана теория распределения нагрузки между зубья?,ш для любого варианта расположения случайных отклонений от номинального шага шкива и ремня в пределах дуги обхвата.

При этом:

- на основе уравнения совместности деформаций зубьев и полотна ремня найдено распределение нагрузки между зубьями на .лугах обхвата ведущего и ведомого шкивов ¡решение такой 'задачи потребовало введения единой для всех зубьев ремня отсчета перемещений; показано, что введение базовой пары в качестве начала отсчета упругих перемещений ремня целесообразно при расчете иагруженности зубьев, особенно при заданном законе изменения накопленной погрешности шага, при выявлении влияния на распределение нагрузки эксцентриситета шкива; особенно это нововведение упрощает расчет в обычно рассматриваемом случае при постоянстве шагов ремня и шкива, т.е. при ¿^~6^ /¿¿с -сг>/и-/1 каг4и '¿¿^^

и 73'/ и/¡а ¿¡¡¿¿шк. и = .

- разработана методика анализа зубчато-ременного зацепления и на её основе вперьые составлена программа для выполнения на ЭШ расчетов по определение числа работавдах зубьев, их расположения на дуге обхвата

и распределению нагрузки между ними для любого окружного усилия в пере-*

гаче с расчета

- предлагаем;«! метод является удобны;,1 инструментом и для •'параметров передачи, обеспсчпващих при заданном режиме работы передачи требуемое, равномерное распределение нагрузки между зубьями с целью повышения нагрузочной способностью передачи.

-эффективность разработанных методов проверена на реальных зубчато-ременных передачах и иллюстрируются на конкретных примерах; доказано, что выравнивание нагрузки мекду кентактирундини зубьями на дуге обхвата монет быть обеспечена только при соблюдении условия tшк .

- основные подог.ения методики используются при разработке рекомендаций по выбору эксплуатационных и нагрузочных характеристик ЗН1, по расчету предварительного натяжения ремня и оптимального диаметра шкивов;

- методика применена при проектирования ЗИ1 в ряде организаций, указанных в приложении к диссертации.

3. Разработан комплекс методик по изучению и расчету колебательных процессов, происходящих в зубчато-ремешшх приводах . При этом : -создана масскфикация динамических моделей 2-х и 3-х вальных ЗШ ; -предлоксп упрощенный метод динамического послекования зубчато-ременной передачи , иозволяюций проводить сравнение различных конструктивных компоновок пригода;

-создана внк"чвриая котешеа расчета амплитудно-частотной характеристики кояобанкГ, вогчткапде при установившемся рлтпме работы ЗРП;

- восток-.то .¡чиммсчоские процессы, проасхе^л^.по в колебательной системе Ь? при ';с.':стг.ии основных видов игзмукений: кинематических, геалотрзчо'-гглх и технологических;

- разрабг/.'Ич" п экспертентпльно поцтвер^/екг.-. г».-тодика расчета вннукдеп-ных крут»:::::.. - и изгиб.;:!:: колебаний галсв регент.':; передач, ьизшас-гпг 1 'удрепнот: ьозмусенпчми; првяктг® рч*чстныв модели ЗГП в форме 1;с.';-.,с;.-/'.'.:л'лз17. систем даст щ^и.у.-.неч к результатам испита гш!* на ст'-."т;.';;

- раарг.оо^ч 1 пстодикч сгонки сушарных п?ггг»ч«ош:-» нагрузок в ветвях 2убчат1-р: М'.'пх'! г/;ре'"1ЧЛ

- ;:.С -

- предложен способ измерения и контроля силы натяжения ветви зубчатых ремней; разработан и изготовлен прибор для бесконтактного измерения сили натямзнкя по частоте свободных поперечных колебаний ветаяй ремня;

- найдено роаение задачи о вынужденных колебаниям зубчато-ременных переда'' вызываемых ударным входом в зацепление зубьев ремня о зубьями чкивоп.

4. Предложены методы снижения уровня дума в ЗШ. При разработке этой методики :

установлено, что главной причиной звукоизлученгд является колебательное движение ремня и взпгоов, вызванное ударным входом в зацепление аубьев ремня с зубьями икквов;

- доказано, что эффективное снижение уровня гуиа зубчато—ременной передачи моиет бить достигнуто за счет применения ьибрегасителя крутильных колебаний и различных средств звукопоглощения i: звукоизоляции ЗГП ъ ограниченном интервале частот; установлено, что, используя кокух из различных материалов, моют снизить уровень шума Ы'П, доводя ого до 22 дБ

и лике при средних частотах изменения звукового'давления.

5. С единых позиций рассмотрены цели и причины применения динамического виброгасателя в зубчато-ремзшшх передачах. При отсм:

- показана эффективность действия динамического виброгаситедя для енкха-ния крутильных колебаний екпвсв;

- доказана возможность применения магнитного успокоителя для исключения • поперечной вибрации ветвей ремня;

- разработаны рекомендации по использованию натяжных устройств >игл снижения крутилышх колебаний шкивов и поперечных колебаний ветви ремня.

6. При проведении работы:

- создан комплекс оригинальных стендов и измерительна: аппаратуры для изучения статистических и динамических характеристик зубчато-ременных передач;

- создана установка, позволяющая автоматически записывать амшштудпо -частотные характеристики 2-х и 3-х вольных зубчато-ременных передач;

- при исследовании вибраций и шума использованы различные натяулые устройства,вибро- и звукопоглощающие и звукоизолирующие материалы, а также испытаны различные формы зубьев шкивов и применены различные конструкции кояухов;

7. На основе экспериментальных и теоретических исследований разработаны практические рекомендации по соверевнсгвованию конструктивных Параметров ЗРП и внедрены в промышленность зубчато-ременные передачи с зубчатши шкивами,обеспечивающими требуемое распределений нагрузки между зубьжди на дуге обхвата. С помощью этой методики достигнуто равномерное

распределение нагрузки и испытания таких передач дают основание считать такое распределение оптимальным.

б. Проводешше исследования позволили обосновать целесообразность расширения области применения зубчато-ременных передач в станкостроении и других отраслях машиностроения и автомобилестроения,обусловленную их высокой нагрузочной и демпфируемой способностью,надежностью работы при высоких скоростях,малыми габаритами и весом.

9. Разработанные методы эффективно использованы в главных приводах промышленных швейных мамин,в станках с ЧПУ,а также при выполнении комплекса работ по повышению долговечности механизма газораспределения ДВС авто-машш типа ВАЗ.

Достигнутый экономический эффект составляет около I миллиона рублей. Таким образом,автором осуществлено теоретическое обобщение « решена крупная научная проблема в области теории,расчета и проектирования ЗРП.имев-щаяважпоа народно-хозяйственное значение для различных отраслей машиностроения .

Основные результаты работы изложены в еле.дущих публикациях:

1. Влияние эксцентриситета шкивов на колебания зубчато-ременной передачи. Известил ВУЗов "Машиностроение",I97I,iî 5.

2. Параметрические крутильные колебания в зубчато-рчийкных передачах.

"Станки и инструменты",1971,й 7. ■ „ .

3. Исследование колебаний в зубчато-ременных перорач«*.Сборник "Механические передачи (цепные и зубчатым ремнем)",1ШМ,1571. , •

4. Исследование поперечных колебаний в приводных зубчатых ремнях.Сборник "Механические передачи (цепные и зубчатым ремнем)",ШИКАЙ,1971.

5. Ьксперименталыюо определение'коэффициента демпфирования зубчатых ремней при крутильных колебаниях шкивов. Сборник "Механические передачи (цепные и зубчатым ремнем)" НШМАШ,1971. ,

6. К определению динамических нагрузок-в ветвях зубчато-ременных передачах, вызванных равномерностью шагов шкивов.Известия ВУЗов 'Машиностроение", 1973, № 9.

7. К вопросу об определении накопленной шаговой погрешности зубьев шкивов и ремня. К."Резиноазбеототохнических и абразивных материалов",1973,JE 3. (соавтор И.И.Воробьев).

8. Колебания зубчато-ременных передач.Известия СЖп Bill серия "Технические науки", 1977, lî 2, - _

9. 05 одной, краевой задаче возникающей при исследотакии -динамики зубчато-ре-мсн''ой передачи .Межвузовский сборник математвчзекпго факультета КБГУ, ' -Н. Э78. . ''

Ю.Пре'лемные вопросы зубчато-ременной передачи.Материалы научно-техни- 1 ческой конференции "Роль ученых и специалистов ь погымснии качества продукции",КБОС,НТО,Н.,1979. ; ■

11. Шум и вибрация в субчато-ремзиных передачах.Известия Ш!Ц B'G серия "Технические науки", )'S3I (соавтор X.Л .Кардане?.).

12. Об одной задаче динамической модели колебательной системы зубчато-ременной пере дачи. "Межвузовский сборник по теории фикции и функционального анализа" ,1037 ,Н., 1931.

13. Исследование демпфирования колебаний зубчато-ременных переаачах'.'С'бор-ник научных трудов Челябинского политехнического института",Челябинск, 1982 .К 271.

14. К вопросу о крутильных колебаниях зубчато-ременных пере дач.Известия СКНЦ ВШ серия "Технические науки",IS82,.'51 (соавтор X.Л.Карданов).

15. Влияние разнокагсвости на крутильные колебания яаипов трехвальне!*! зубчато-ременной передачи."Вестник машиностроения",IG83,'S G.

16. Расчетное исследование ударных нагрузок в зубчато-ременных передачах. Труды 3-й Всесоюзной научной конференции "Инерционно-импульсные механизмы, приводы и устройства",Челябинск,1033.

17. Крутильные колебания 3-х вольной зубчато-ременной пере дачи.Известия СК!Щ ВШ серия "Технические науки" ,1984,.'i 2.

18. Параметрические колебания ветви зубчато-ремешшх передач,Известил СКНЦ ВИ серия "Технические науки",1985,И2.

19. Определение собственных частот поперечных колебаний ветви зубчцтм-о реши.Известия СКЩ ЕУ сорил "Технические науки",1986,КЗ.

20. Снижение иума в зубчато-ремешшх передачах."Вестник машиностроения", 1987,» I.

21. Исследование вынужденных поперечных'колебаний ветвей зубчато-ромег.ной

передачи в магнитном поле.Известия СКНЦ Щ серия "Технические науки", 1987,й 3 (соавтор X.Л.Карданов).

22. Исследование давлений. в контакте зубьев зубчато-ременной пора даче .!'"-вестия ВУЗов "Машиностроение",1989,Jé I.

23. Экспериментальное исследование жесткости зубьев с учетом ментатаих

перекосов осей зубчато-ремениой передачи.Известия Щ'Зоз'^агпнсстпенние.',' 1980,№ 12.

24. Новый метод расчета нагруженности зубьев на дуге обхвата оРП.Тг.зиеы

■ доклад.I5-ÍÍ рес.н-т.кснй.по псобд.стооптольства и ма'лнгостпг.енип,íit'..-ot,

25.foiafor lta/zd SahvwliM- M. ffl. eL¿sÍ7¿fatie/i é'eium l/ett ¿k т?Ае ал? .'f z'/щ

"Труды Международной конференции по зубчатш зацеплениям",Китай, Чкенчаоу,1988 (соавтор Р.В.Вирабов).

26. К расчету нагруяенпости зубьев зубчато-ременной передачи при налички, эксцентриситета шкива.Тезисы докладов научно-технической конфоренц/к ^'Развитье реконструкции и производства зубчатых передач",Свердловск,

27. К расчету нагруненности зубьев в зубчято-ремечшой пере даче. "Бс-егних ■ машиностроения", 1989, » 8 (соавтор Р.В.Вирабов)'.

.. Расчет оптимального диаметра зубчатого пхива ЗРП.Тезисы докл.К-:; республ.н.-т.конф. по проблемам строительства и мад;иностр'--е.«:.■(. Кайарлипо-Болкарсков областное правление.Союза IZ'.j СССР,П.,l'Y-'i л