Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 31
Текст из файла (страница 31)
ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ О ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧАХ Планетарным называется такой механизм, в котором некоторые зубчатые колеса (сателлиты) имеют подвижные в пространстве оси вращения. Любая сложная зубчатая передача состоит нз элементарных механизмов, представляющих собой совокупность двух сопряжен- а) д) Рис. 1Н.1. Трехззенные планетарные механизмы: т — солнечная шестерня; 2 — вницикл; 8 — водило; 4 и 4' — сателлиты, входящие в ааценление соответственно с солнечной шестерней и внициклом ных зубчатых колес. Указанные элементарные механизмы могут быть с внешним или внутренним зацеплением.
Сопряженные зубчатые колеса могут быть цилиндрическими или коническими. Простейший планетарный механизм (рис. 1Ч.1, а) с двумя степенями свободы состоит из двух элементарных зубчатых механизмов, имеющих общее водило 3. Сопряженные зубчатые колеса— цилиндрические, с одним внешним и одним внутренним зацеплением. Этот планетарный механизм составлен из четырех различных звеньев, три из которых имеют общую, неподвижную в пространстве (в отличие от сателлитов) ось вращения и называются основными. К ним относятся; солнечная шестерня 1, эпицикл 2 15б и водило 3. Сателлиты 4 могут вращаться вместе с водилом, а также относительно собственных подвижных осей.
По числу основных звеньев указанный механизм называется трехзвенным. Достаточно широкое распространение получили и четырехзвенные планетарные механизмы, описанные ниже. На рис. 1Ч.1 помимо простейшего представлены и другие типы трехзвенных планетарных механизмов, отличающиеся друг от друга сопряженными зубчатыми колесами. В настоящее время планетарные коробки передач находят все большее применение как в гусеничных, так и в колесных машинах благодаря ряду присущих им существенных преимуществ, основными из которых являются следующие.
Малые габариты и вес, которые зачастую предопределяют выбор типа коробки передач. Большая компактность планетарных передач в сравнении с непланетарными объясняется прежде всего распределением нагрузки в каждом ряду между несколькими сателлитами. Кроме того, подводимая мощность может быть передана параллельными потоками, если одновременно нагружено несколько планетарных рядов. Следовательно, в самой схеме планетарных передач заложена возможность получения значительно меньших габаритов и веса по сравнению с непланетарными. Малые моду ли зубчатых колес, которые в планетарных трансмиссиях современных гусеничных машин равны 3 — 5, а в непланетарных доходят до 10 — 14. Изготовление же шестерен с большим модулем связано с повышенной приводной мощностью станков, с большей нагрузкой на них, с повышенным износом узлов станка и расходом режущего инструмента и т.
п. Кроме того, от модуля непосредственно зависят габариты и вес зубчатых колес. Отсу тств и е р ад и а л ь н ы х н а г р у во к на опоры основных звеньев планетарной передачи благодаря симметричному расположению сателлитов. Это позволяет использовать в качестве указанных опор подшипники минимальных размеров, устанавливаемые по конструктивным соображениям. Кроме того, эта особенность планетарных передач позволяет применять конструкции с так называемыми плавающими звеньями. В этом случае одно из основных звеньев планетарного ряда вообще не устанавливается на подшипниках, а центрируется самим зубчатым венцом, что позволяет еще больше снизить габариты и вес.
В исключительных случаях можно устанавливать на подшипниках только водило планетарного ряда, а эпицикл и солнечную шестерню выполнять плавающими. Высокий коэффициент .полезного дейс т и и я планетарной передачи при отсутствии в ней циркулирующей мощности, что предопределяется правильным выбором ее кинематической схемы. Использование зубчатых колес постоянного зацепления и фрикционных элемен- 156 (1Ч.1) Для механизма с тремя степенями свободы максимальное количество передач определяется числом сочетаний из т по 2: т (т — !) пюпах = Ст = 2 (1Ч.2) т о в для переключения передач.
Благодаря этому трансмиссия освобождается от главного фрикциона и синхронизирующих устройств, что способствует упрощению конструкции и сокращению времени на процесс переключения, а также облегчает возможность автоматизации этого процесса.
Фрикционные элементы для включения передач в планетарной трансмиссии обеспечивают или передачу на картер реактивных моментов посредством тормозов, или блокировку планетарных рядов при помощи блокирующих фрикционов. Надежность работы планетарной трансмиссии в процессе эксплуатации в большой степени зависит от надежностп фрикционных элементов. К числу недостатков планетарных передач следует отнести сложность их изготовления и сборки, особенно при создании многорядных компактных трансмиссий, которые для обеспечения надежной работы требуют также повышенной точности изготовления основных деталей.
Кроме того, в результате плотной компоновки планетарных передач увеличиваются барботажные потери, значительно возрастающие при использовании работающих в масле фрикционов, Планетарные передачи классифицируются по числу степеней свободы. Практически могут быть выполнены передачи с любым числом степеней свободы.
В настоящее время наиболее широко применяются передачи с двумя и тремя степенями свободы, значительно реже с четырьмя. Под числом степеней свободы любого планетарного механизма будем понимать число связей, которые необходимо наложить на данный механизм для получения его кинематической определенности. Характер связей и способы их наложения зависят от кинематической схемы передачи и используемых элементов управления (как правило, фрикционных).
Одной из указанных связей всегда является условие постоянства угловой скорости ведущего звена механизма, соединенного с двигателем. Остальные связи накладываются включением соответствующего количества фрикционных элементов управления. Таким образом, в планетарной передаче в зависимости от числа степеней свободы механизма одновременно включается различное количество элементов управления: при двух степенях свободы— один, при трех степенях свободы — два и т. д.
Это оказывает существенное влияние на возможное число передач п,„при заданном количестве элементов управления и. Так, для механизма с двумя степенями свободы можно получить столько различных передач, сколько имеется элементов управления: г 1 птах = Ст ш. 157 Т а б л и ц а 1Ч.1, Минимальное количество фрикционнмк алемеитов управлении Число передач Число степеней В табл. 1Ч.1 приведено минимальное количество фрикционных элементов управления, необходимое для планетарных коробок с различными числами передач и степеней свободы.
Из таблицы видно, что планетарные передачи с тремя степенями свободы в большинстве случаев являются наиболее приемлемыми, так как позволяют использовать минимальное количество фрикционных элементов при допустимом усложнении системы управления. Названные передачи дают существенный выигрыш и в числе используемых планетарных рядов, требуемое количество которых определяется согласно формуле (1Ч.51). $2. КИНЕМАТИКА И СТАТИКА ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ Для определения передаточного отношения и частоты вращения всех звеньев планетарных передач известно четыре основных метода: аналитический, силовой, графический и векторный.
Наибольшее распространение получил аналитический метод, которым мы и будем пользоваться. А н а л и т и ч ее к и й метод кинематического анализа называют методом приведенного механизма или методом относительных угловых-скоростей. Для вывода основного уравнения кинематики дифференциального механизма всем его основным звеньям 1, 2 и 3 (см, рис. 1Ч.!) мысленно сообщают угловую скорость, равную и противоположную по направлению угловой скорости водила 3. В результате относительные угловые скорости в механизме не изменятся, однако водило остановится, и дифференциальный механизм обратится в зубчатый механизь1 с неподвижными осями, который и называется приведенным. Звенья 1 и 2 в приведенном механизме будут иметь угловые скорости, равные соответственно разностям со, — соа и сов — соа.
Представленные разности являются угловыми скоростями звеньев 1 и 2 относительно водила 3. В трехзвенном дифференциальном механизме связь угловых скоростей трех его основных звеньев заключается в том, что отношение относительных угловых скоростей этих звеньев в простом ряду, т. е. при неподвижном водиле, такое же, как и отношение их относительных угловых скоростей в планетарном редукторе, т. е. при вращающемся водиле: (1Ч.З) ' = 11й — — сопз(, оса — ота 158 г,г, г, 24'2! 21 1 а — к аба — Оа (1Ч,4) и преобразовав его, получим основное. уравнение кинематики любого трехзвенного механизма 1 о, = ко, + (1 — к) о„' (1Ч.б) где о„о„о, — угловые скорости соответственно солнечной шестерни, эпицикла и водила; к — параметр механизма, знак и абсолютная величина которого определяется аналогично представленным выше.
Зависимость (1Ч.5) позволяет легко производить анализ любой сколь угодно сложной многорядной схемы планетарной коробки передач (КП). Для этого необходимо написать уравнение кинематики всех нагруженных планетарных рядов, обозначив каждый из них соответствующим порядковым номером 1: он — — к;о„+ (1 — к!) ом, (1Ч.б) добавить необходимые уравнения связи с учетом включенного элемента управления г и решить полученную систему, определив 159 где !!2 — внутреннее постоянное передаточное отношение от звена 1 к звену 2 при остановленном звене 3. Очевидно, что для любого трехзвенного механизма существует вполне определенное внутреннее передаточное отношение от солнечной шестерни к эпициклу при остановленном водиле .+11„ з которое цазыывается параметром д данного планетарного ряда. С его помощью легко оцеййваются свойства дйфферейцйалов, он же служит и конструктивным параметром, определяющим относительные размеры всего механизма, его сателлитов и т.
д. Величина параметра к легко подсчитывается через радиусы начальных окружностей или числа зубьев шестерен г,, как для б а у б Р б . Ьыб.аюмым тельный, если оба элементарных зубчатых механизма, образующие данный планетарный ряд, имеют одноименные зацепления (внутренние или внешние). При разноименных зацеплениях параметр к отрицательный. Это соответствует определенному свойству планетарного ряда: при положительном параметре к солнечная шестерня и эпицикл, если водило остановлено, вращаются в одну сторону, а при отрицательном — в противоположные. При условии одинаковых модулей зубчатых зацеплений параметры к трехзвенных механизмов, представленных на рис.
1Ч.1, определяются по формулам: Схема а б в г д е ж механизма га гага г,га гага гага Формула гля гс 21 24'21 24'21 24'21 24'21 Написав уравнение (1Ч.З) применительно к некоторому планетарному ряду, т. е. передаточное число 13, = — ' = 1 (к;). Здесь и далее индексами Мт () и х обозначены соответственно ведущее и ведомое звенья механизма. С помощью уравнения (1Ч.б) определяются угловые скорости основных звеньев любого ряда на любом режиме работы механизма.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
