Лекция № 7 Планетарные и волновые передачи. Другие типы
реклама
ТЕМА МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 8. ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ. ДРУГИЕ ТИПЫ ПЕРЕДАЧ Вопросы, изложенные в лекции 1 Планетарные передачи. 2 Волновые передачи. 3 Передачи с зацеплением других типов Планетарные передачи Планетарной называется передача вращательного движения, имеющая в своём составе зубчатые колёса с перемещающимися геометрическими осями (рисунок 1). Рисунок 1 – Планетарная передача (редуктор) Рисунок 2 – Планетарная передача (кинематическая схема): 1 – солнечное колесо; 2 – сателлит; 3 – эпицикл; H – водило Планетарные передачи Простой планетарный ряд это простейшая планетарная передача, включающая одно солнечное колесо, один эпицикл и одно водило. Главной кинематической характеристикой простого планетарного ряда является его кратность: z K 3, z1 где – z3 количество зубьев эпицикла; а z1– количество зубьев солнечного колеса. Кратность простого планетарного ряда равна передаточному числу обращённой передачи – передачи от солнечной шестерни к эпициклу при заторможенном водиле. По количеству планетарных рядов планетарные передачи бывают одно-, двух-, трёх-, четырех- и многорядные. По классификации, предложенной проф. В.Н. Кудрявцевым, число центральных колёс обозначается цифрой и буквой K, далее в обозначении передачи через тире указывается число водил, равное количеству планетарных рядов, и буква H (цифра 1 в обозначении опускается). Согласно этой классификации представленная на рисунке 2 кинематическая схема будет соответствовать передаче 2К-Н. Планетарный ряд, у которого ни одно из звеньев не соединено со стойкой, называют дифференциальным. Передаточное число планетарных передач определяют методом остановки водила (метод Виллиса), когда планетарная передача превращается в простую: H z2 i1H3 1 3 H z1 z3 11 z2 z3 z1 Связывание со стойкой (или между собой) разных звеньев дифференциального планетарного ряда ведёт к изменению передаточного числа планетарной передачи. Применив этот приём к простому планетарному ряду, можно получить 7 вариантов передачи с различными передаточными отношениями, представленными в таблице 1. Таблица 1 – Варианты передаточных отношений простого планетарного ряда № п/п № входного № выходного № заторможенного Передаточное 1 2 3 4 5 6 7 звена звена звена отношение u 1 3 1 3 Н Н 1 3 Н Н -К -1/К 1+К 1+1/К 1/(1+К) 1/(1+1/К) 1 1 Н Н 1 3 Н 3 1 3 1 - Планетарные передачи Область применения: • как редуктор с постоянным передаточным числом; • как коробка скоростей, передаточное число в которой изменяется путем поочередного торможения различных звеньев; • как дифференциальный механизм. Применение планетарных механизмов в коробках передач обеспечивает следующие преимущества: 1) уменьшение габаритов трансмиссии; 2) высокую надежность работы (сохранение работоспособности даже при потере нескольких зубьев на одном из центральных колёс); 3) высокий КПД при относительно больших передаточных числах; 4) возможность изменения передаточного числа без вывода зубчатых колёс из зацепления; 5) возможность отсоединения вала двигателя от трансмиссии при использовании фрикционов коробки передач (коробка передач одновременно выполняет роль главного фрикциона); 6) высокую скорость переключения передач, способствующую повышению темпа движения машины. Недостатки: 1) необходимость повышенной точности изготовления вследствие наличия избыточных связей (наличия «лишних» сателлитов); 2) резкое снижение КПД при больших передаточных числах. Планетарные передачи Особенности проектирования и расчёта планетарных передач связаны с наличием трех обязательных условий существования планетарного ряда: 1) Условие соседства: число сателлитов в планетарном ряду должно быть таким, чтобы соседние сателлиты не касались друг друга. z1 z2 sin z2 2, C где C– число сателлитов. 2) Условие соосности: центральные колеса планетарного ряда и водило имеют общую геометрическую ось вращения. Так как в планетарных рядах применяются прямозубые колёса, а в простом ряду все колёса одного модуля m, можем записать: a12 m ( z1 z2 ) / 2; a23 m ( z3 z2 ) / 2, Приравнивая друг другу правые части равенств: z1 2 z2 z3. 3) Условие сборки: числа зубьев центральных колес должны быть пропорциональны количеству сателлитов или z1 z3 N , где N – табличное значение. C Планетарные передачи Рисунок 3 – Схемы планетарных передач: 1 – с одним внутренним зацеплением; 2 – с внутренним и внешним зацеплениями; 3 – с двумя внешними зацеплениями; 4 – с двумя внутренними зацеплениями. 5 – сдвоенная схема 1 Прочностной расчёт планетарных передач выполняют по формулам для цилиндрических передач. При определении расчётного момента в зубчатом зацеплении учитывается число сателлитов, передающих рабочие нагрузки, и неравномерность нагружения их зубьев. Для жёсткой передачи без специальных мер выравнивания нагрузки в расчётные формулы вводят коэффициент K Н использовании 1,5...2 неравномерности , а при приёмов, выравнивающих K Нрасчёт 1,1...1ведут ,15 нагрузку на зубьях сателлитов – . Далее по наиболее нагруженному (внешнему) зацеплению. Для изготовления элементов планетарных передач используют углеродистые машиностроительные и легированные стали, подвергаемые улучшающей термической обработке, как и для рядовых передач. Планетарные передачи Рисунок 4 – Автоматическая коробка передач: 1 – гидротрансформатор; 2 – планетарный редуктор; 3 – сцепления-фрикционы Планетарные передачи Рисунок 5 – Дифференциальный механизм заднего моста автомобиля Планетарные передачи Рисунок 6 – Схема дифференциала: 1,5,8 – шестерня; 3 – подшипник; 4 – полуось; 6 – сателлит Волновые передачи Волновыми называют механические передачи, у которых передача вращательного движения осуществляется посредством бегущей волновой деформации одного из зубчатых колес. Принцип использования волновой деформации для передачи и преобразования движения был предложен инженером А.И. Москвитиным в 1944 году для фрикционной передачи, а в 1959 году в США был выдан патент Уолтону Массеру (Walton Musser) на зубчатую волновую передачу. Достоинства волновой передачи следующие: 1) большое передаточное число (до 350, а в некоторых случаях и более); 2) большое число зубьев, одновременно находящихся в зацеплении (обычно от 40 до 80 %) и большая нагрузочная способность – масса волнового редуктора меньше массы планетарного той же мощности; 3) высокая кинематическая точность вследствие многозонности и многопарности зацепления; 4) высокий КПД при больших передаточных числах; 5) отсутствие поперечных нагрузок на валах вследствие симметричности конструкции и низкий уровень шума. Недостатки волновой передачи следующие: 1) невозможность получения низких значений передаточных чисел (для стальных гибких колёс umin 80, для пластмассовых umin 20); 2) относительно низкий срок службы (срок службы стандартных волновых редукторов составляет около 10 000 часов – чуть больше года непрерывной работы). Волновые передачи Рисунок 7 – Волновая зубчатая передача В большинстве известных конструкций гибким является колесо с внешним зубчатым венцом, а жёсткое колесо снабжено внутренними зубьями (рисунок 7). Такая волновая передача включает 3 основных звена: гибкое 1 и жёсткое 2 колёсаа также генератор волн H. Волновые передачи За один оборот генератора волн в зацепление войдут все зубья жёсткого колеса, а так как число зубьев гибкого колеса z1 несколько меньше числа зубьев жёсткого колеса z2, гибкое колесо будет вынуждено сделать часть оборота, равную разности чисел зубьев жёсткого и гибкого колёс z2 – z1, но в противоположную вращению генератора волн сторону, следовательно, передаточное отношение, определяемое по методу Виллиса, составит: H Z2 d2 d2 u . Z1 Z 2 d1 d2 2 где – необходимая деформация гибкого колеса (обычно равна высоте зуба). С целью исключения интерференции (набегания друг на друга) зубьев, разность их числа жесткого z2 и гибкого z1 колёс должна быть пропорциональна числу волн волнового генератора: Z1 Z 2 KU , где K– коэффициент кратности; –Uчисло волн. КПД волновых передач относительно высок, но резко падает с увеличением передаточного числа, а с увеличением нагрузки вначале растёт до максимального, а потом, при дальнейшем возрастании нагрузки, резко снижается. При оптимальной нагрузке в пределах передаточного числа 80 u 250 коэффициент полезного действия 0,8≤ ≤ 0,9. Волновые передачи Гибкие колёса силовых редукторов изготавливают из легированных высокопрочных сталей 30ХГСА; 30ХГСН2А; 40ХНМА; 50С2 и некоторых других с термообработкой до HRC 38…45 и последующей шлифовкой диаметра, посадочного на подшипник генератора волн. Основной причиной выхода из строя волновых передач является поломка гибкого колеса и гибких колец подшипника генератора волн вследствие усталостного разрушения от действия знакопеременных изгибающих напряжений. Поэтому размеры передачи определяют исходя из предела выносливости на изгиб гибкого колеса и наружного кольца подшипника генератора волн. Проектным расчётом определяется внутренний диаметр гибкого колеса по формуле: 456T2 d 3 . [ ] 3,75 E Sd / u bd Sd При использовании кулачкового генератора волн, полученный расчётом диаметр округляется до ближайшего наружного диаметра гибкого подшипника (гибкие подшипники стандартизованы). Далее определяются остальные параметры зубчатого зацепления по формулам, аналогичным формулам цилиндрических передач. Передачи с зацеплениями других типов Передача с круговым профилем зуба предложена инженер-полковником академии им. Н.Е. Жуковского М.Л. Новиковым в 1954 г., а зацепление, использованное в этой передаче, стало называться зацеплением Новикова. Рисунок 8 – Схема контактного взаимодействия и движения контактной площадки в зацеплении: а) эвольвентном; б) круговинтовом (Новикова) В зацеплении Новикова профиль контактирующих зубьев шестерни и колеса в торцевом сечении очерчен дугами окружности (рисунок 8 б). Практически принимают: 1 2 0,1...0,15m, где 1 – радиус окружности вогнутого профиля зуба, а 2 – радиус окружности выпуклого профиля зуба, m – модуль зацепления. Для обеспечения перемещения точки контакта зубьев параллельно оси вращения шестерен, зубья делают косыми с углом наклона обычно не более 25. При этом ширину зацепления выбирают такой, чтобы обеспечивался осевой коэффициент перекрытия зубьев не менее 1,1, поскольку окружное перекрытие зубьев в таком зацеплении невозможно. Передачи с зацеплениями других типов Зубья сопряженных колес, выполненные как показано на рисунке 8, требуют для изготовления различного инструмента, что неудобно. Поэтому было предложено зубья обоих взаимодействующих колес выполнять одинаковыми – головку зуба делать с выпуклым профилем, а ножку – с вогнутым (рисунок 9). Такие зубья имеют две точки контакта, одну на головке зуба, а вторую на его ножке, которые к тому же расположены по разные стороны полюса зацепления. Поэтому такое зацепление Рисунок 9 – Исходный контур принято называть дозаполюсным. Профиль дозаполюсного зацепления стандартизован дозаполюсной передачи Новикова по ГОСТ 17744-72. Достоинства: – несущая способность может до двух раз превышать несущую способность эвольвентной передачи тех же размеров; – работает более плавно, а её КПД из-за отсутствия взаимного скольжения зубьев несколько выше. Недостатки: – повышенная чувствительность к колебаниям межосевого расстояния и некоторое снижение изломной прочности зубьев вблизи торцов зубчатого венца. Передачи с зацеплениями других типов Циклоидальное зацепление – это зацепление, при котором боковые рабочие поверхности зубьев сопряженных колес очерчены по циклоиде. Циклоида – кривая, описываемая точкой окружности, катящейся без скольжения по другой окружности. При обкатывании производящей окружности по главной окружности с внешней стороны получаем эпициклоиду, а при обкатывании с внутренней стороны – гипоциклоиду. В циклоидальном зацеплении рабочий профиль головки зуба очерчен по эпициклоиде, а профиль ножки зуба по гипоциклоиде. Достоинства циклоидального зацепления: 1) Пониженные по сравнению с эвольвентным зацеплением контактные напряжения на рабочих поверхностях зубьев. 2) Уменьшенный коэффициент скольжения зубьев при одном и том же коэффициенте перекрытия . 3) Повышенная плавность работы передачи вследствие увеличения коэффициента перекрытия зубьев. Недостатки циклоидального зацепления: 1) Сложность инструментального профиля (две циклоиды по сравнению с одной эвольвентой у эвольвентного зацепления). 2) Высокая чувствительность к ошибкам в исполнении межосевого расстояния. Передачи с зацеплениями других типов Частным случаем циклоидального зацепления является цевочное зацепление. В цевочном зацеплении радиус производящей окружности одного из колес выбирается равным радиусу начальной (полоидной) окружности (рисунок 10). В этом случае гипоциклоидальный профиль зубьев ответного колеса обращается в точку, что позволяет зубья первого колеса выполнить в форме цилиндрических пальцев, называемых цевками, укрепленных между двумя дисками; сопряженное колесо при этом выполняется как зубчатое. Преимуществом цевочного зацепления является возможность отказаться от фрезерования зубьев цевочного колеса. Кроме того, цевки можно сделать вращающимися, заменив трение скольжения между зубьями колес трением качения, что увеличивает КПД передачи. Рисунок 10 – Схема построения цевочного зацепления Конец лекции. Спасибо за внимание!
