Вибір узагальненого критерію ефективності високошвидкісних зубчастих передач

Анотація

Проведено аналіз сучасного стану застосування, режимів експлуатації високошвидкісних зубчастих передач в енергетичному машинобудуванні. Показана доцільність застосовування ККД передачі в якості узагальненого критерію ефективності високошвидкісних зубчастих передач, який поєднує енергетичні втрати, показники міцності, геометричні та конструктивні параметри режими і умови експлуатації, матеріали і технології виготовлення, навантаження і окружні швидкості зубчастих передач. ККД може розглядатися узагальненим критерієм ефективності високошвидкісних зубчастих передач з урахуванням умов та режимів їх експлуатації, матеріалів та технології виготовлення, навантаження що передається та колової швидкості. Втрати потужності можна умовно розділити на ті, що залежать від навантаження, що передається - механічне тертя в зачепленні та підшипниках, і ті, які не залежать від навантаження - аерогідродинамічний опір, періодичне стискання та розширення між зубцями. Основними способами подачі масла до деталей і вузлів зубчастої передачі, є змащування за допомогою занурення в масляну ванну, розбризкування із основної масляної ванни і циркуляційна подача масла їх застосовують в залежності від умов експлуатації. Співвідношення сил аеродинамічного і гідромеханічного опору визначається рівнем масла в масляній ванні. Для кожного зубчастого колеса, частково або повністю зануреного в масляну ванну потужність, затрачену на подолання гідромеханічного опору, можна представити у вигляді суми моменту сил в'язкістного тертя на торцях зубчастого колеса в масляній ванні, моменту сил в'язкістного тертя на периферії головок зубчастого колеса в масляній ванні та момент сили Коріоліса, яка виникає внаслідок радіального переміщення масла, в западині зубчастого колеса. На даний час відсутня узагальнююча аналітична модель, яка об'єднає всі види втрат. Проведені теоретичні дослідження дозволили встановити наявність двох режимів руху масла в западинах зубчастих коліс. Розрахунок дозволяє врахувати не тільки вплив геометричних параметрів зубчатих коліс, занурених в масляну ванну, але й конструктивні характеристики.

Ключові слова: втрати потужності, зубчасте зачеплення, узагальнений критерій, геометричні параметри.

Автори: зубчастий машинобудування високошвидкісний

Носко Павло Леонідович - д.т.н., професор, професор кафедри машинознавства, стандартизації та сертифікації Національного авіаційного університету, м. Київ, Україна

Башта Олександр Васильович- к.т.н., доц., доцент кафедри машинознавства, стандартизації та сертифікації Національного авіаційного університету, м. Київ, Україна,

Радько Олег Віталійович - канд. техн. наук, доцент, доцент кафедри авіації Національний університет оборони України імені І. Черняховського, м. Київ, Україна.

Бойко Григорій Олексійович - канд. техн. наук, доцент, доцент кафедри залізничного, автомобільного транспорту та підйомно-транспортних машин Східноукраїнського національного університету ім. В. Даля.

Герасимова Ольга Вячеславівна - м.н.с. кафедри машинознавства, стандартизації та сертифікації Національний авіаційний університет, м. Київ, Україна

Вступ

Сучасне енергетичне, хімічне і транспортне машинобудування гостро потребує значної кількості редукторів для компресорних станцій газопроводів, компресорів, перспективних моделей гідравлічних, парових і газових турбогенераторів і коробок швидкостей для двигунів внутрішнього згоряння. В якості двигуна в таких установках використовують парову, газову або гідравлічну турбіну.

Виконавчими машинами є електрогенератори, повітряні і газові компресори, гідравлічні насоси. Розбіжність оптимальних частот обертання двигуна і виконавчої машини обумовлює необхідність застосування зубчастого редуктора.

Загальною тенденцією розвитку енергетичних машин є зростання їх потужності і ККД.

Аналіз останніх досліджень і літератури. Сучасний стан досліджень зубчастих передач можна розділити за наступними напрямками:

а) розробка геометрії нових видів зачеплень на підставі застосування класичної геометро-кінематичної теорії зачеплення, створеної X.L Гохманом [ 1], М.И. Колчіним [2], Ф.Л. Литвиним [3], В.А. Гавриленко [4,5]. Я.С. Давидовим, Л.В. Коростильовим, М.М. Криловим, М.Л. Новіковим [6], І.І. Дусевим, І.А. Болотовським [7], К.М. Пісманіком, М.Л. Еріховим, Є.Б. Булгаковим і, що отримала подальший розвиток в роботах В.П. Шипова. [8, 9, 10, 11, 12], П.Л. Носко [13, 14, 15], В.В. Ставицького [16], П.М. Ткача [17], О.П. Карпова [18], В.I. Безрукова, В.Н. Сизранцева, А.Е. Бєляєва, М.Г. Сегаля, Г.І. Шевєльової, В.I. Гольдфарба, А.К. Георгієва, С.А. Лагутіна, І. А. Бостан, Б.А. Лопатіна та інших вчених;

б) дослідження напруженого стану зубців передач з метою розробки найбільш достовірною методики розрахунку на міцність передач. Цей напрямок відображено в роботах М.Б. Громана, В.Н. Кудрявцева [19,20], Д.Н. Решетова [21], М.Д. Генкіна [22], К.І. Заблонського [23], С.С. Гутирі [24], Г.Б. Іосілевіча, Л.Д. Часовнікова, Е.Л. Айрапетова, Ю.А. Державця [25], В.Л. Устиненко, праці яких знайшли своє відображення в стандартних методиках розрахунку певних видів зубчастих передач (розвиток досліджень в цьому напрямку йде шляхом поширення класичних методів розрахунку на новий вид передач з урахуванням їх геометричних особливостей і конкретних умов експлуатації (праці Е.Г. Гінзбурга [26], B.I. Глаза, Г.А. Лопато, Г.А. Журавльова, Р.Б. Іофіса, В.М. Ястребова, Е.С. Трубачова);

в) вдосконалення існуючих методик синтезу передач, шляхом проектування передач на основі оптимізаційних моделей, побудованих на певних умовах, які відображають в собі вимоги до передачі в реальних умовах експлуатації (максимальна зносостійкість зубів, максимальна контактна міцність, мінімальні габарити передачі і т.п.) (праці Д.С. Кодніра [27], П.А. Журавльова, ПА. Лопато, Ю.Н. Дроздова, А.С. Кунівера, Д.Т. Бабічева та інших вчених);

г) розробка і вдосконалення способів виготовлення і контролю зубців коліс, застосування сучасних матеріалів і різних видів хіміко -термічної обробки коліс, сприяють збільшенню несучої здатності передач (праці Б.А. Тайца, А.Л. Марочної, М.Г. Сегаля, А.К. Георгієва, МЛ. Еріхова, В.Є. Старжинського, Е.І. Тескера і багатьох інших дослідників);

д) експериментальні дослідження напруженого стану зубців і здатності навантаження зубчастих передач з метою уточнення існуючих методик їх розрахунку (праці Г.К. Трубіна, М.Д. Генкіна, Г. Німана, Д.Н. Решетова, В.М. Кудрявцева, Н.Є. Ремезіной, В.Л. Білого, М.М. Хрущова, В.М. Сизранцева, С.А. Голофаста).

В результаті досліджень зубчастих передач запропоновані основні критерії їх працездатності:

а) геометро-кінематичні критерії (відносна швидкість, швидкість точок контакту поверхонь шестерні (колеса) в напрямку перпендикулярному лінії контакту, сумарна швидкість точок контакту, зведена кривизна точок робочих поверхонь зубців, питоме ковзання та інші);

б) комплексні критерії (контактної міцності (Г.Герц), зносу (І.В. Крагельський), товщини масляного шару між робочими поверхнями зубців (Д.С. Коднір), температурного стану (Г. Блок), питомої роботи сил тертя для миттєвої контактної лінії (В.Н. Кудрявцев)).

Аналіз застосування комплексних критеріїв працездатності при синтезі зубчастих передач показав, що їх не можна в повній мірі вважати комплексними тому що вони розглядаються незалежними один від одного [ 28]. Тому для вирішення питань синтезу енергозберігаючих високошвидкісних зубчастих передач трансмісій енергетичних машин доцільно застосовувати узагальнений критерій, який поєднує енергетичні втрати, показники міцності, геометричні та конструктивні параметри режими і умови експлуатації зубчастих передач.

У сучасному машинобудуванні спостерігається тенденція зниження маси і габаритів зубчастих передач, що неминуче призводить до зниження характеристик теплообміну. У той же час постійне зростання переданих потужностей і швидкостей викликає значну дисипації енергії і, як наслідок, зростання температур в зубчастих передачах, що в свою чергу погіршує механічні характеристики функціонування деталей передач і знижує їх термін експлуатації. У зв'язку з цим узагальненим критерієм ефективності високошвидкісних зубчастих передач може розглядатися ККД передачі з урахуванням умов і режимів її експлуатації, матеріалів і технології виготовлення, навантаження що передається і окружної швидкості.

Аналіз досліджень ефективності експлуатації зубчастих передач. Проведений аналіз робіт в області досліджень ефективності експлуатації зубчастих передач і джерел дисипації енергії, здійснених під керівництвом Phillipe Velex (Contact and Solid Mechanics Laboratory 'de Mechanical Engineering Department, Lyon, France, ECAM) [29, 30, 31, 32]; під керівництвом Ahmet Kahraman (Ohio State University, USA) [33], показує, що втрати потужності умовно можна розділити на втрати, які залежать від навантаження, що передаються, (механічне тертя в зачепленні і підшипниках), і втрати, які не залежать від навантаження (аерогідродинамічний опір, періодичне стиснення і розширення між зубцями).

Оцінки питомої ваги того чи іншого виду дисипації в загальних втратах потужності, наявні в літературі дуже суперечливі.

Наприклад, в дослідженні N.E. Anderson [34] відзначається, що втрати на тертя в зубчастому зачепленні складають 40%; в підшипниках - 20%; втрати аеродинамічного опору - 10%. У роботах [35], [36] на підставі широкої експериментальної бази відзначається, що втрати потужності аеродинамічного опору при часткових навантаженнях практично дорівнюють втратам на тертя в зубчастому зачепленні.

Суперечливість висновків може бути пояснена різними умовами проведення експериментальних досліджень. Найбільш ретельне дослідження розподілу втрат потужності за їх видами проведено в Малайзійському університеті [ 37]. Heingartner і Мba запропонували математичну модель розрахунку втрат потужності різних джерел дисипації, засновану на наявних в літературі емпіричних рівняннях, і перевірили результати експериментально. Експерименти проводилися при повному (8,95 МВт) і частковому навантаженнях (табл.1) при частоті 1460 об/хв протягом чотирьох годин.

Випробовувалася зубчаста передача з наступними параметрами: число зубців шестерні і колеса відповідно - 21 і 115; міжосьова відстань - 609,6 мм; модуль зачеплення - 8 мм; кут верстатного зачеплення - 20; кут нахилу лінії зубців - 25°; ширина зубчастого вінця - 285,75 мм; коефіцієнти зміщення ріжучого інструменту 0,181 і 0,989. При таких розмірах і частоті обертання вхідного вала окружна швидкість склала 78,811 м/с.

Висновки