Диссертация (531291), страница 20
Текст из файла (страница 20)
Аналогичные результаты полученыдля горизонтальных (перпендикулярных оси вращения) колебаний.Расчетная величина компенсации в исследуемом диапазоне частот составляет 25–40 дБ, что значительно меньше, чем при использовании более простой модели [29] (80–100 дБ и более). Столь малое посравнению с использовавшейся ранее в ИМАШ РАН моделью сниже151ние колебаний в результате варьирования фазовых соотношений возмущающих сил в зубчатых зацеплениях является результатом болеедетальной проработки различных элементов редуктора, в первую очередь зубчатых колес и водила.120виброуск.dB100крутильные колебания на выходном валу806040200-20050100150200f (Гц)250-40-60-80виброускорение80dBвертикальная вибрация на выходном валу6040200050100150200f (Гц)250-20тест 1 (фрагмент)тест 1 (редуктор)тест 2 (фрагмент)тест 2 (редуктор)тест 3 (фрагмент)тест 3 (редуктор)-40-60-80Рис.
4.3. АЧХ отклика, полученного на фланце выходного вала, вответ на возбуждение, имитирующее процесс пересопряжениязубьев 2-й ступени редуктора152Построенная модель позволила оценить предельную величинуэффекта взаимной компенсации возмущающих сил, который можетбыть получен данным методом в рассматриваемой конструкции.Еще один важный вопрос, ответ на который был получен в результате исследований, – это объяснение причины возникновения осевых колебаний. Дело в том, что экспериментальные исследования выявили наличие осевых колебаний, хотя в шевронном зацеплении их недолжно быть.В расчетах для полностью симметричной по полушевронам схемы приложения возмущающих сил в зубчатых зацеплениях осевые колебания стали неожиданностью. Предыдущие модели редуктора, разработанные в ИМАШ РАН, в силу своей идеализации не позволялиполучить подобных результатов.В результатах проведенных расчетов были выявлены осевые колебания, причем соизмеримые по величине с поперечными (рис.
4.4).виброускорение80dB60Осевая вибрация на выходном валу40200050100150200-20-40-60тест 1 (фрагмент)тест 1 (редуктор)тест 2 (фрагмент)тест 2 (редуктор)тест 3 (фрагмент)тест 3 (редуктор)Рис. 4.4. АЧХ осевых колебаний фланца выходного вала приразличных типах вибровозбуждения153250f (Гц)С целью анализа причин возникновения в редукторе столь существенных осевых колебаний, а также снижения (по сравнению с предшествующими моделями) степени взаимной компенсации поперечныхи крутильных форм колебаний водила проведена серия расчетовнапряженно-деформированного состояния 2-й ступени редуктора придинамических нагрузках.Каждый расчет соответствует статическому состоянию системы,полученному при силовом воздействии, эквивалентном динамическимсоставляющим сил от пересопряжения зубьев в начальный моментвремени для соответствующего табл.
4.1 режима возбуждения.В табл. 4.2 приведены результаты расчета осевых UX , вертикальных UY и горизонтальных UZ перемещений, а также поворота вокругоси X RX контрольных точек КT1 (носовой упор водила) и КT2 (фланецвыходного вала). Расчет проведен для фрагмента кинематической части с жестко закрепленными эпициклом и солнечной шестерней 2-йступени и для всего редуктора с учетом его подвеса и системы амортизации.Таблица 4.2.Статические смещения контрольных точек при различных вариантахвозмущенияКT2КT1UXUYUZRXUXUYUZRXФрагмент кинематической частиТест 1 -1,36е-18 -1.6е-21 -1.8е-20 4.6e-10 1,9е-19 1.4e-19 8.33e-194.6e-10Тест 2.
-1.3e-203.4e-151.4e-15Тест3.2.8e-151e-193e-101.4e-15 -1.6e-19 3.4e-153e-103.3e-15 2.5e-15 3.2e-19 2.8e-15 3.3e-152.5e-15Редуктор в сбореТест 1-1.e-18-2.8e-19 3.5e-18 3.3e-10 -2.4e-18 5.7e-19 -6.5e-183.3e-10-6.3е-15-2е-13 -8.8е-16 8.2е-16 -6.2е-14 1.8е-13-8.8е-16Тест3. -3.04e-17 -5.2e-17 2.3e-16 1.6e-15 -3.1e-17 9.2e-17 -3.4e-161.6e-15Тест 2. 3.7е-16154Модель фрагмента редуктора более близка к упрощенной модели, использовавшейся ранее, но за счет деформируемых сателлитныхузлов и водила уже позволяет сделать некоторые выводы о возможностях компенсации крутильных и поперечных форм колебаний водила.Максимальный эффект компенсации поперечных и осевых перемещений наблюдается при синфазном возбуждении (табл. 4.2, тест№1). Расчетные величины этих перемещений на 10 порядков меньшекрутильных и, скорее всего, являются результатом накопленных погрешностей вычислений. Это вполне соответствует логике и здравомусмыслу: циклически симметричная конструкция водила с циклическисимметричной тангенциальной нагрузкой не должна приводить к деформации осевой линии.Рис.
4.5. Статическая деформация носовой щеки водила в осевомнаправленииНеравномерное по сателлитам распределение тангенциальнойнагрузки на их оси (тест №2) приводит к отличающейся от строгойциклической симметрии деформации водила. Так, деформация носо155вой щеки водила в осевом направлении (рис. 4.5) напоминает дисковую форму колебаний с двумя узловыми диаметрами, однако циклическая симметрия 5-го порядка делает эту форму не симметричной (имеется в виду циклическая симметрия) относительно оси вращения. Этоприводит к смещению узловой точки с оси вращения и появлению аксиальных колебаний центральных, лежащих на оси вращения, точек.Таким образом, причиной возникновения как осевых, так и некоторых поперечных форм колебаний контрольных точек является податливость конструкции водила, приводящая к трансформации егокрутильного возбуждения в осевые и поперечные колебания выходного вала и корпуса.Неравномерное распределение радиальной нагрузки водила состороны сателлитов также приводит к возникновению осевых и поперечных перемещений контрольных точек в результате деформации водила (тест №3).Более точную картину НДС дает расчет всего редуктора, учитывающий податливость присоединенных деталей.
В этом случае равенство нулю тангенциальной и радиальной составляющих (FR и FT рис.4.2) сил, действующих со стороны сателлитов на водило, не соблюдается, и эффект компенсации существенно снижается.Кроме того, если для тестовых расчетов фрагмента ходовой части характерно синхронное смещение контрольных точек в перпендикулярных оси вращения направлениях (UY , U Z табл.
4.2), то расчетвсей конструкции свидетельствует о наличии перекосов всего водила(тесты №2,3 для редуктора). Это может объясняться, например, различной жесткостью носового и кормового подшипников водила.В динамике начинают действовать и инерционные составляющиесил со стороны присоединенных деталей, усугубляя указанную вышеразбалансировку сил. Этот эффект подтверждается приведенными на156рис.
4.3 АЧХ: чем ниже частота, тем эффективней компенсация вибрации.Таким образом, проведенные исследования не только подтверждают корректность построенной модели, но и позволяют оценитьвозможную эффективность снижения вибрации за счет изменения фазовых соотношений динамических сил, вызываемых пересопряжениемзубьев.
Так, в исследуемой конструкции планетарного редуктора засчет соответствующего подбора чисел зубьев второй ступени теоретический предел снижения вибрации на частоте пересопряжения зубьевсоставляет 20 – 40дБ.Кроме того, показано, что одной из причин возникновения осевых колебаний выходного вала в шевронном планетарном редуктореявляется податливость конструкции водила.4.2. Влияние неравномерности нагрузки по сателлитамна динамику системыОдной из неприятных особенностей многопоточных передач, ккоторым относятся планетарные механизмы, является неравномерность распределения нагрузки по потокам, обусловленная неточностью изготовления и погрешностями монтажа элементов редуктора и,возможно, диссиметрия некоторых силовых элементов.
С целью компенсации вышеупомянутого явления в исследуемом редукторе используется плавающая солнечная шестерня и конструкция эпицикла с повышеннойподатливостью.Сэтойжецельюосисателлитоввыполнены тонкостенными, что повышает их гибкость и должно способствовать более равномерному распределению нагрузки по сателлитам.Рассмотренная в предыдущем разделе схема взаимной компенсации возмущающих сил при противофазном возбуждении сателлитов состороны эпицикла и солнечной шестерни и фазовым смещением дей157ствующих сил в 144° по отношению к соседним сателлитам весьмаэффективна.
Однако расчеты проводились в предположении равенстваамплитуд возмущающих воздействий по сателлитам.Тензометрирование одного из опытных редукторов выявило неравномерность распределения нагрузки по сателлитам в пределах10%. Построенная модель позволяет смоделировать подобную ситуацию и сравнить ее с той, которая была бы при равномерном распределении нагрузки.Кроме того, в данном разделе рассматриваются более точныезначения фазовых смещений силовых воздействий на сателлит со стороны эпицикла и со стороны солнечной шестерни. Дело в том, что всвязи с особенностями зацеплений сателлита (внешнее с солнечнойшестерней и внутреннее с эпициклом) при нечетном числе зубьев сателлита в исследуемой конструкции фазовое смещение рассматриваемых силовых воздействий составляет не 180°, а 190° (табл. 4.3).Табл.
4.3.Распределение нагрузки по сателлитам (в % от номинальной) и фазовые смещения возмущающих силзацепление№сателлитаСолн. шестерняэпициклАмплитуда (%) Фаза (град) Амплитуда (%) Фаза (град)111001101902901449033439528895118410572105262510021610046Аналитическое исследование показало, что вариант перераспределения нагрузки по сателлитам, выявленный при тензометрированииредуктора, не самый критичный. Если ограничиться десятипроцентным отклонением от номинала передаваемой через каждый сателлит158мощности, то можно определить два варианта, дающие максимальноеповышение крутильной или поперечной вибрации.Для оценки влияния неравномерности нагрузки были выбранычетыре тестовых варианта распределения нагрузки по сателлитам: 1-й– равномерное распределение, 2-й – согласно тензометрированию, 3-й– обеспечивающий максимальные крутильные колебания выходноговала; 4-й – обеспечивающий максимальные поперечные колебания выходного вала (табл.
4.4).Табл. 4.4.№Варианты распределения нагрузки по сателлитам3 вариант4 вариант1 вариант2 вариантmax круче-max попереч-ниеные1,11,11,110,90,90,9310,9510,9411,051,11,15110,91сателли-равномер-таное112экспериментАнализируя приведенные на рис.4.6–4.8 АЧХ, можно сказатьследующее. Для кормового и носового вертикальных подвесов наиболее критичной с точки зрения передачи на внешнюю раму являетсявертикальная вибрация (в направлении оси Y). В диапазоне частот 40–100 Гц неравномерность нагрузки вызывает существенное повышениеуровня вибрации – до 10 дБ у носового и до 18 дБ у кормового подвесов на частотах 60 и 75 Гц соответственно. По другим направлениямповышение вибрации не такое значительное.На выходном валу неравномерность нагрузки по сателлитам вызывает повышение поперечной вибрации до 15 дБ на частоте 75 Гц.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
