Обоснование параметров зацепления шестеренной гидромашины с учетом точности изготовления элементов

• Автор: Янкилевич, Андрей Александрович
• Шифр специальности: 05.05.06
• Научная степень: Кандидатская
• Год защиты: 2002
• Место защиты: Санкт-Петербург
• Количество страниц: 119 с.

ОГЛАВЛЕНИЕ
Введение

1. Приводы горных машин

1.1. Обзор конструкций шестеренных гидромашин, применяемых в горной технике

1.2. Защемленный объем рабочей жидкости

Выводы по главе

2. Теоретические исследования

2.1. Коэффициент перекрытия в зацеплении

2.2. Торцевая опора шестеренной гидромашины

2.2.1. Износ торцевой опоры

2.2.2. Момент трения между торцевой опорой и зубчатым ротором гидромашины
2.2.3. Энергоресурс торцевой опоры
Выводы по главе
3. Экспериментальные исследования
3.1. Оценка усилия прижатия торцевой опоры к торцевой поверхности зубчатого ротора
3.2. Оценка интенсивности износа торцевой опоры шестеренной гидромашины типа IГМШ ^
3.3. Определение характера изменения давления рабочей жидкости
при зацеплении зубьев роторов шестеренной гидромашины
Выводы по главе
4. Математическая модель шестеренной гидромашины
4.1. Оценка экономической эффективности
Выводы по главе
Заключение
Список литературы
Приложение 1. Описание программы ModelNMS.exe
Приложение 2. Пример проведения моделирования с применением разработанной программы
Приложение 3. Текст основных блоков программы ModelNMS.exe

ВВЕДЕНИЕ
Создание новых конкурентоспособных приводов горных машин, модернизация существующего оборудования на основе новых научно-технических достижений жизненно важны для развития и успешного функционирования добывающей отрасли. Задача повышения в условиях конкурентной среды надежности горных машин стоит, при этом, наиболее остро. В настоящее время в конструкциях горных машин широко применяется гидравлический привод, используются гидравлические системы и устройства.
Объемный гидропривод особенно эффективен для горных машин, работающих в стесненных условиях горных выработок. Его преимуществами являются: возможность передачи и восприятия значительных усилий,
компактность силовых элементов, простота управления в широких диапазонах скоростей и давлений, легкость осуществления реверса, взрывобезопасность. Основные элементы гидропривода - гидронасосы и гидромоторы. При этом широкое распространение в гидроприводах горных машин нашли шестеренные гидромашины. Они просты по конструкции, имеют малые габариты и небольшую массу, обладают сравнительно небольшой трудоемкостью изготовления, удобны в обслуживании. Несмотря на это, надежность шестеренных гидромашин, используемых в горном оборудовании, невысока, требуют дальнейшего совершенствования их конструкция, методика расчета и технология изготовления в условиях промышленного производства.
Обоснование параметров зацепления гидромашины с учетом точности изготовления элементов является актуальной задачей при проектировании гидравлических систем горного оборудования.
По информации Федерального института правовой собственности число ежегодно выдаваемых в Российской Федерации патентов на изобретения, связанных с совершенствованием конструкций и элементов шестеренных гидромашин в период с 1988 по 1992 год 25-30, а с 1994 по 2000 год превышает 40 авторских свидетельств в год.

Актуальность исследований шестеренных гидромашин определяется также существующими у них недостатками; наиболее существенным из которых является защемленный объем рабочей жидкости, способствующий повышенному износу и преждевременному выходу из строя деталей гидромашины.
Вопросы теории, конструирования, исследования и эксплуатации шестеренных гидромашин освещены в отечественной и зарубежной литературе в работах: Т.М. Башты, А.Ф. Осипова, Е.М. Юдина, Е.А. Рыбкина и других авторов [8, 9, 34, 58, 67, 85]. Однако развитие теории зацепления шестеренных гидромашины ставит новые задачи по разработке теории расчета элементов таких гидромашин, влечет за собой изменение конструкций и необходимость проведения экспериментальных исследований новых и модернизированных шестеренных гидромашин.
Применение комбинированного смещения [32, 35, 38] в зацеплении зубчатых роторов позволяет свести к минимуму величину защемленного объема рабочей жидкости и отказаться от изготовления в конструкции шестеренных гидромашин специальных разгрузочных устройств, при этом зубчатые роторы возможно нарезать стандартным режущим инструментом.
В условиях серийного производства выполнить конструкцию шестеренной гидромашины без защемленного объема, то есть с коэффициентом перекрытия в зацеплении ее роторов, равным единице, практически невозможно вследствие естественного разброса размеров элементов рабочего узла шестеренной гидромашины в пределах точности их изготовления. При этом существующие в современной практике математические модели шестеренных гидромашин [12, 27, 62] не позволяют достаточно полно оценить показатели работы и долговечность их элементов на стадии проектирования в зависимости от точности изготовления.
Поэтому цель работы заключается в научном обосновании выбора конструктивных и геометрических параметров элементов рабочего узла

где Къ,, К- коэффициенты относительного рассеивания соответственно векторных и скалярных составляющих размерную цепь звеньев; Кхг - коэффициент относительно рассеивания сопряжений с зазором; Ку- коэффициент относительного рассеивания деформируемых элементов и оказывающих существенное влияние на разброс замыкающего звена; ?- допуск соответствующего звена размерной цепи. Поскольку число влияющий размеров больше пяти, то принимаем = 1 [29].
Верхние и нижние расчетные предельные отклонения межосевого расстояния:
65^ — Л/& + Му + + (0,5 — (х^ ) (Оу (2.9)
е^ = М-^ + Му + М^ — (0,5 — ос2) со2 (2.10)
здесь Мч8, М-£2 - математическое ожидание середины поля допуска скалярных звеньев и посадок с зазором соответственно; Му - математическое ожидание середины поля звеньев изменяющихся под действием внешних сил; аV - коэффициент относительной асимметрии.
Все результаты расчета размерной цепи по определению межосевого расстояния сведены в таблицу 2.1.
Фактический допуск межосевого расстояния роторов составляет
= е4 - ег' (2.17)
Используя числовые значения табл. 2.1 с учетом теоретических выражений, представленных в главе 4, имеем Аг = 59,32 +олн • Таким образом, действительное межосевое расстояние находится в интервале 59,335-59,358 мм.
Предельные отклонения траекторий движения диаметров вершин зубчатых роторов шестеренной гидромашины определяем с действительным межосевым расстоянием. Параметры для расчета приведены в табл. 2.2.