Планетарные и волновые передачи конспект

Обновлено: 03.07.2024

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.

ТЕМА МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ № 8. ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ. ДРУГИЕ ТИПЫ ПЕРЕДАЧ

Presentation Transcript

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 Планетарнойназывается передача вращательного движения, имеющая в своём составе зубчатые колёса с перемещающимися геометрическими осями (рисунок 1). Рисунок 2 – Планетарная передача (кинематическая схема):1 – солнечное колесо; 2 – сателлит; 3 – эпицикл; H – водило Рисунок 1– Планетарная передача (редуктор)

Планетарные передачи Простойпланетарный ряд это простейшая планетарная передача, включающая одно солнечное колесо, один эпицикл и одно водило. Главной кинематической характеристикой простого планетарного ряда является его кратность: где– количество зубьев эпицикла; а – 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:

Связывание со стойкой (или между собой) разных звеньев дифферен-циального 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

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. где – число сателлитов. 2) Условиесоосности: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: Приравнивая друг другу правые части равенств: 3) Условиесборки:числа зубьев центральных колес должны быть пропорциональны количеству сателлитов или где – табличное значение.

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 неравномерности , а при использовании приёмов, выравнивающих нагрузку на зубьях сателлитов– . Далее расчёт ведут 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 Волновыминазывают 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 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. Рисунок 7 – Волновая зубчатая передача

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: где – необходимая деформация гибкого колеса (обычно равна высоте зуба). С целью исключения интерференции (набегания друг на друга) зубьев, разность их числа жесткого z2 и гибкогоz1 колёс должна быть пропорциональна числу волн волнового генератора: где – коэффициент кратности; – число 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 HRC38…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: 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 1954г., 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: 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 рисунке8, 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 (рисунок9). 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 принято называть дозаполюсным. Профиль дозаполюсного зацепления стандартизован 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. Рисунок 9 – Исходный контур дозаполюсной передачи Новикова

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

Лекции

Лабораторные

Справочники

Эссе

Вопросы

Стандарты

Программы

Дипломные

Курсовые

Помогалки

Графические

Доступные файлы (13):

конспект лекций14.DOC

Планетарные и волновые зубчатые передачи

14.1. Общая характеристика.

Планетарными называют механизмы, имеющие зубчатые колеса с перемещающимися осями;

колеса с перемещающимися осями называются сателлитами, а деталь H, на которой закреплены оси сателлитов ¾ водилом. Зубчатые колеса, относительно которых обкатываются сателлиты, считают центральными, неподвижное центральное колесо ¾ опорным.

Используя различные схемы можно обеспечить этому виду передач широкие кинематические возможности, компактность и малую массу. К недостаткам передач относятся повышенные требования к точности изготовления и монтажа.

Число сателлитов в планетарных передачах, если позволяет схема, обычно берется K³2.

Расположение сателлитов по окружности равномерное, что позволяет разгрузить опоры от радиальных нагрузок и распределить мощность по нескольким потокам.

^ 14.2. Определение передаточного отношения.

Для исследования кинематики движения планетарных передач используют метод остановки водила (метод Виллиса), в результате чего получаемый механизм (механизм с остановленным водилом) считают приведенным (обращенным).

Для приведенной схемы передаточное отношение при остановленном водиле

К. П. Д. передачи по этой схеме

рациональные пределы передаточного отношения i h _1-H = 4 . 8.

^ 14.3. Основные параметры планетарных механизмов.

Основными параметрами планетарных механизмов являются:

а) передаточное отношение от ведущего валика к выходному;

б) к. п. д. механизма с подшипниками качения n;

г) число сателлитов K;

д) диаметры колес d₁, d ₂, d ₂’, и d ₃’;

ж) условие сборки q; обеспечивающее равенство центральных углов g между сателлитами (q ¾ целое число); (z₁ + z₃)/K = q;

з) условие соседства при K > 3, обеспечивающее расположение нескольких сателлитов по окружности без соприкосновения их между собой (O₂B > 0,5d_a2)

и) кроме того z_1,2 ³ 17; z₃ ³ 34;

Числа зубьев колес подбирают путем совместного решения уравнений передаточного отношения и условия соосности, с учетом условия сборки.

Дифференциальные механизмы ¾ это имеющие две степени свободы и отличаются от планетарных тем, что у них вращается не одно, а оба центральных колеса z₁ и z₃.

Они применяются в вычислительных устройствах, следящих системах автоматического управления, приборах и машинах, когда требуется осуществить связь между тремя валами.

^ 14.4. Волновые зубчатые передачи.

ВЗП ¾ относительно новый вид механизмов, кинематика которого аналогична кинематике планетарных и дифференциальных механизмов. Но здесь одно колесо выполнено гибким и упруго деформируется в процессе зацепления. Практически ВЗП нашли применение с начала 60 годов и исследуются в системах управления самолетов, ракет, где необходимо реализовать большие передаточные отношения (50 . 50*10 3 ) при малых габаритах.

Простейшая ВЗП является модификацией планетарной, состоящей из зубчатых колес 1 и 2 и водила H.

Движения к валу 1 от сателлита 2 передает карданный механизм 3

Чем меньше разность Dz=z₁-z₂, тем > i (1) _H2.

Уменьшение Dz и применение внутреннего зацепления уменьшает потери на трение из-за малых скоростей относительного скольжения зубьев.

Но при обычных эвольвентных зубьях нельзя исследовать колесо с Dz = 2 . 3 из-за интерференции профилей. Интерференция не проходит при Dz ³ 7, если z₁ > 80, но это уменьшает U. Кроме этого использование карданного вала усложняет конструкцию.

Этих недостатков можно избежать, если сделать колесо 2 гибким.

Водило H с рамками ¾ генератор волн;

2 ¾ гибкое колесо;

1 ¾ жесткое колесо;

В зонах возле роликов зубья колес 1 и 2 входят в зацепление по всей высоте в наиболее удаленных от роликов зонах зубьев не касаются друг друга.

Кинематически эта передача аналогична изображенной выше.

Оси колес 1 и 2 и водила Н совпадают. Такой механизм может обеспечить передаточное число 50 . 60 до 250 . 300 при h = 0,9 . 0,7.

Из-за малого Dz в зацеплении находится не менее четверти общего числа зубьев, в силу этого нагрузочная способность волновой передачи в несколько раз выше, чем у других зубчатых передач, а так-же высокая плавность, бесшумность, стабильность кинематических характеристик под нагрузкой.

К. П. Д. ВЗП высок и в отличие от планетарных передач существенно не снижается при увеличении U. Ориентировочно

Нагрузки на опоры валов волновых передач малы, т. к. реакции со стороны гибкого звена замыкаются на симметричном генераторе и не передаются на опоры.

Волновыми передачами можно передавать движение из герметизированного пространства наружу и наоборот.

^ Недостатки ВЗП ¾ относительно большой упругий мертвый ход и технологические трудности изготовления ее элементов.

В зависимости от числа деформирующих элементов генератора волн, передачи могут быть двух и многоволновые. Генератор выполняется как в виде рычага с рамками, так и в виде кулачка специальной формы (в силовых передачах).

В качестве генераторов волн применяются также электромагнитные, пневматические и гидравлические устройства. Электромагнитные генераторы обеспечивают высокое быстродействие: гибкое колесо из ферромагнитного материала деформируется вращающимся магнитным полем (по общей h при этом ^ 14.5. Материалы для изготовления гибких колес.

Планетарные передачи.
Определение:
Планетарной называется передача вращательного движения, имеющая в
своём составе зубчатые колёса с перемещающимися геометрическими
осями (рис. 8.1).
Рис. 8.1. Планетарная передача
(редуктор).
Рис. 8.2. Планетарная передача
(кинематическая схема): 1 – солнечное
колесо; 2 – сателлит; 3 – эпицикл; H –
водило.

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 K=z3/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 рис. 8.2 кинематическая схема будет
соответствовать передаче 2К-Н.
Планетарный ряд, у которого ни одно из звеньев не соединено со стойкой,
называют дифференциальным. Он обладает двумя степенями свободы, то есть
требует для однозначного характера движения всех своих звеньев подвода
движения извне к двум из этих звеньев. Если же в планетарном
дифференциальном механизме одно из звеньев соединить со стойкой (сообщить
ему постоянную скорость вращательного движения равную 0 радиан в секунду), то
дифференциальный механизм превращается в передачу. 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 8.1.

Таблица 8.1.Варианты передаточных
отношений простого планетарного ряда
№
п/п
№ входного
звена
№
выходного
звена
№
заторможенного
звена
Передаточно
е
отношение i
1
2
3
4
5
6
7
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, имеющие в своём составе эпициклические колёса с
внутренними зубьями, отличаются более высоким КПД по сравнению с
передачами, состоящими только из колёс внешнего зацепления. Именно поэтому в
планетарных коробках передач используются простейшие планетарные ряды с
эпициклом. Число переключений в одном ряду обычно не превосходит трёх с
целью упрощения системы управления переключающими фрикционами и
тормозами. Количество планетарных рядов в одной коробке передач тоже обычно
не превышает трёх.
Особенности проектирования и расчёта планетарных передач связаны с
наличием избыточных кинематических связей (нескольких сателлитов). Этим
свойством планетарного ряда объясняется необходимость выполнения трех
обязательных условий существования планетарного ряда:
1) Условие соседства: число сателлитов в планетарном ряду должно быть
таким, чтобы соседние сателлиты не касались друг друга.
Из геометрических соотношений простого планетарного ряда нетрудно
получить выражение для ограничения числа сателлитов сверху
;
(8.1)
где z1, z2, z3 – соответственно числа зубьев солнечного колеса, сателлита и
эпицикла, а углы выражены в радианной мере.

Выравнивание нагрузки между сателлитами может быть достигнуто путём:
1) повышения точности изготовления всех деталей передачи;
2) выполнения одного из центральных колёс, сателлитов или водила
плавающими, то есть имеющими некоторую радиальную подвижность
относительно сопряжённых деталей (эпицикл в бортовом редукторе БРДМ), и
3) использование упругих элементов конструкции (обод эпицикла повышенной
гибкости, оси сателлитов малой жёсткости и т.п.).
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
неравномерности
, а при использовании приёмов, выравнивающих
нагрузку на зубьях сателлитов
. Далее расчёт ведут по наиболее
нагруженному (внешнему) зацеплению.
Поскольку планетарные механизмы в исходном состоянии имеют две степени
свободы, это их свойство предопределило использование этих механизмов в
качестве дифференцирующих (суммирующих). В режиме дифференциала
работают
планетарные
суммирующие
механизмы
автомобильных
дифференциалов с коническими колёсами, планетарные механизмы поворота
гусеничных машин (БМП-2, БМП-3, танков, гусеничных тягачей и т.п.).
Для изготовления элементов планетарных передач используют углеродистые
машиностроительные и легированные стали, подвергаемые улучшающей
термической обработке, как и для рядовых передач.

Волновые передачи.
Определение:
Волновыми называют механические передачи, включающие контактирующие
между собой гибкое и жёсткое звенья и обеспечивающие передачу и
преобразование движения за счёт деформирования гибкого звена.
В технике применяется несколько видов волновых передач:
1) винтовые волновые передачи, предназначенные для преобразования
вращательного движения в поступательное и/или для передачи этого движения
в загерметезированное пространство;
2)
фрикционные
волновые
передачи,
предназначенные
для
преобразования (чаще всего сильного редуцирования) вращательного движения
и/или для передачи этого движения в загерметезированное пространство, и
3) зубчатые волновые передачи, имеющие аналогичное фрикционным
предназначение, но способные передавать существенно большие мощности.
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. В качестве силовых
передач нашли применение главным образом зубчатые волновые передачи,
которые и будут рассмотрены в настоящей лекции.

В
большинстве
известных
конструкций гибким является колесо с
внешним зубчатым венцом, а жёсткое
колесо
снабжено
внутренними
зубьями (рис. 8.3). Такая волновая
передача включает 3 основных звена:
гибкое 1 и жёсткое 2 колёса и
генератор волн H.
Рис. 8.3. Волновая зубчатая передача
Обычно конструктивно входной вал редуктора соединяют с генератором волн, а
выходной с гибким колесом, в этом варианте конструкция редуктора получается
наиболее компактной и технологичной. Однако при передаче вращательного
движения через герметичную стенку удобнее гибкое колесо сделать неподвижным,
а выходной вал связать с жёстким колесом.
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 составит

;
(8.14)
а с учётом одинаковости модуля зацепляющихся колёс
.
(8.14а)
Рассматривая аналогичным образом передачу движения в редукторе с
неподвижным гибким колесом и подвижным, связанным с выходным валом,
жёстким колесом не трудно установить, что передаточное отношение
.
(8.15)
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.
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 0,9 0,8.

Достоинства волновых передач:
1. большое передаточное число (до 320, 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, а объём может
составлять около 30% от объёма последнего;
3. высокая кинематическая точность вследствие многозонности и
многопарности зацепления;
4. высокий КПД, при больших передаточных числах превышающий КПД
планетарных передач;
5. отсутствие поперечных нагрузок на валах вследствие симметричности
конструкции;
6.
возможность
передачи
движения
в
герметизированное
пространство;
7. низкий уровень шума;
8. возможность использования в качестве дифференциального
механизма;
9. малое число деталей и относительно низкая стоимость;
10. высокая технологичность изготовления.
Недостатки волновых передач:
1. невозможность получения низких значений передаточных чисел (для
стальных гибких колёс umin 80, для пластмассовых umin 20);
2. трудность индивидуального производства и ремонта передач
вследствие необходимости специальных инструмента и оснастки для изготовления
гибкого колеса;
3. относительно низкий срок службы (срок службы стандартных волновых
редукторов составляет около 104 часов – чуть больше года непрерывной работы).

Гибкие колёса силовых редукторов изготавливают из легированных
высокопрочных сталей 30ХГСА; 30ХГСН2А; 40ХНМА; 50С2 и некоторых других с
термообработкой до 38…45 HRC и последующей шлифовкой диаметра,
посадочного на подшипник генератора волн. Для изготовления остальных деталей
применяются те же материалы, что и для рядовых зубчатых передач.
В военной технике волновые передачи нашли применение в приборах
наведения и некоторых узлах боевых и вспомогательных машин.
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
;
(8.16)
где T1 – вращающий момент на валу гибкого колеса, Н м; [ ] допускаемые
напряжения, МПа (для стали 30ХГСА [ ]=150…170 МПа); E - модуль упругости
материала колеса (для сталей можно принять E=2,1 105 МПа) bd=b1/d=0,15…0,20
– коэффициент ширины зубчатого венца; Sd=S1/d=0,012…0,014 – коэффициент
толщины зубчатого венца.

При использовании кулачкового генератора волн диаметр, полученный
расчётом, округляется до ближайшего наружного диаметра гибкого подшипника
(гибкие подшипники стандартизованы). Далее определяются остальные параметры
зубчатого зацепления по формулам, аналогичным с формулами цилиндрических
передач.
Рассчитанное гибкое колесо:
а) проверяется по напряжениям изгиба, изменяющимся по симметричному
циклу в процессе деформирования колеса генератором волн;
б) по напряжениям растяжения зубчатого венца, возникающим от действия на
колесо тангенциальных сил и изменяющимся по отнулевому циклу, и по
напряжениям кручения зубчатого венца, возникаю-щим при передаче крутящего
момента гибким колесом выходному валу и изменяющимся по отнулевому циклу.

Презентация на тему: " ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ 8. ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ 8. ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ. Вопросы, изложенные в лекции: 1. Планетарные." — Транскрипт:

1 ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ 8. ТЕМА 2. МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ. ЛЕКЦИЯ 8. ПЛАНЕТАРНЫЕ И ВОЛНОВЫЕ ПЕРЕДАЧИ. Вопросы, изложенные в лекции: 1. Планетарные передачи. 2. Волновые передачи. Учебная литература: Детали машин и подъемное оборудование. Под рук. Г.И. Мельникова - М.: Воениздат, стр Н.Г. Куклин и др. Детали машин: Учебник для техникумов / Н.Г. Куклин, Г.С. Куклина, В.К. Житков.- 5-е изд., перераб. и допол.- М.: Илекса, стр Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. часть). - Новосибирск: НВИ, стр Соловьев В.И. Детали машин (Курс лекций. II часть). - Новосибирск: НВИ, стр

2 Планетарные передачи. Определение: Планетарной называется передача вращательного движения, имеющая в своём составе зубчатые колёса с перемещающимися геометрическими осями (рис. 8.1). Рис Планетарная передача (редуктор). Рис Планетарная передача (кинематическая схема): 1 – солнечное колесо; 2 – сателлит; 3 – эпицикл; H – водило.

3 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 K=z 3 /z 1, где z 3 – количество зубьев эпицикла; а z 1 – 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 рис. 8.2 кинематическая схема будет соответствовать передаче 2К-Н. Планетарный ряд, у которого ни одно из звеньев не соединено со стойкой, называют дифференциальным. Он обладает двумя степенями свободы, то есть требует для однозначного характера движения всех своих звеньев подвода движения извне к двум из этих звеньев. Если же в планетарном дифференциальном механизме одно из звеньев соединить со стойкой (сообщить ему постоянную скорость вращательного движения равную 0 радиан в секунду), то дифференциальный механизм превращается в передачу. 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 8.1.

4 п/п входного звена выходного звена заторможенного звена Передаточно е отношение i 113Н-К 231Н-1/К 31Н31+К 43Н11+1/К 5Н131/(1+К) 6Н311/(1+1/К) 71Н-1 Таблица 8.1.Варианты передаточных отношений простого планетарного ряда

6 Планетарные передачи, имеющие в своём составе эпициклические колёса с внутренними зубьями, отличаются более высоким КПД по сравнению с передачами, состоящими только из колёс внешнего зацепления. Именно поэтому в планетарных коробках передач используются простейшие планетарные ряды с эпициклом. Число переключений в одном ряду обычно не превосходит трёх с целью упрощения системы управления переключающими фрикционами и тормозами. Количество планетарных рядов в одной коробке передач тоже обычно не превышает трёх. Особенности проектирования и расчёта планетарных передач связаны с наличием избыточных кинематических связей (нескольких сателлитов). Этим свойством планетарного ряда объясняется необходимость выполнения трех обязательных условий существования планетарного ряда: 1) Условие соседства: число сателлитов в планетарном ряду должно быть таким, чтобы соседние сателлиты не касались друг друга. Из геометрических соотношений простого планетарного ряда нетрудно получить выражение для ограничения числа сателлитов сверху ;(8.1) где z 1, z 2, z 3 – соответственно числа зубьев солнечного колеса, сателлита и эпицикла, а углы выражены в радианной мере.

8 Выравнивание нагрузки между сателлитами может быть достигнуто путём: 1) повышения точности изготовления всех деталей передачи; 2) выполнения одного из центральных колёс, сателлитов или водила плавающими, то есть имеющими некоторую радиальную подвижность относительно сопряжённых деталей (эпицикл в бортовом редукторе БРДМ), и 3) использование упругих элементов конструкции (обод эпицикла повышенной гибкости, оси сателлитов малой жёсткости и т.п.). 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 неравномерности, а при использовании приёмов, выравнивающих нагрузку на зубьях сателлитов. Далее расчёт ведут по наиболее нагруженному (внешнему) зацеплению. Поскольку планетарные механизмы в исходном состоянии имеют две степени свободы, это их свойство предопределило использование этих механизмов в качестве дифференцирующих (суммирующих). В режиме дифференциала работают планетарные суммирующие механизмы автомобильных дифференциалов с коническими колёсами, планетарные механизмы поворота гусеничных машин (БМП-2, БМП-3, танков, гусеничных тягачей и т.п.). Для изготовления элементов планетарных передач используют углеродистые машиностроительные и легированные стали, подвергаемые улучшающей термической обработке, как и для рядовых передач.

9 Волновые передачи. Определение: Волновыми называют механические передачи, включающие контактирующие между собой гибкое и жёсткое звенья и обеспечивающие передачу и преобразование движения за счёт деформирования гибкого звена. В технике применяется несколько видов волновых передач: 1) винтовые волновые передачи, предназначенные для преобразования вращательного движения в поступательное и/или для передачи этого движения в загерметезированное пространство; 2) фрикционные волновые передачи, предназначенные для преобразования (чаще всего сильного редуцирования) вращательного движения и/или для передачи этого движения в загерметезированное пространство, и 3) зубчатые волновые передачи, имеющие аналогичное фрикционным предназначение, но способные передавать существенно большие мощности. 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. В качестве силовых передач нашли применение главным образом зубчатые волновые передачи, которые и будут рассмотрены в настоящей лекции.

10 В большинстве известных конструкций гибким является колесо с внешним зубчатым венцом, а жёсткое колесо снабжено внутренними зубьями (рис. 8.3). Такая волновая передача включает 3 основных звена: гибкое 1 и жёсткое 2 колёса и генератор волн H. Рис Волновая зубчатая передача Обычно конструктивно входной вал редуктора соединяют с генератором волн, а выходной с гибким колесом, в этом варианте конструкция редуктора получается наиболее компактной и технологичной. Однако при передаче вращательного движения через герметичную стенку удобнее гибкое колесо сделать неподвижным, а выходной вал связать с жёстким колесом. За один оборот генератора волн в зацепление войдут все зубья жёсткого колеса, а так как число зубьев гибкого колеса z 1 несколько меньше числа зубьев жёсткого колеса z 2, гибкое колесо будет вынуждено сделать часть оборота равную разности чисел зубьев жёсткого и гибкого колёс z 2 - z 1, но в противоположную вращению генератора волн сторону, следовательно, передаточное отношение составит

11 ;(8.14) а с учётом одинаковости модуля зацепляющихся колёс.(8.14а) Рассматривая аналогичным образом передачу движения в редукторе с неподвижным гибким колесом и подвижным, связанным с выходным валом, жёстким колесом не трудно установить, что передаточное отношение.(8.15) С целью исключения интерференции (набегания друг на друга) зубьев разность их числа жесткого z 2 и гибкого z 1 колёс должна быть пропорциональна числу волн волнового генератора. 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 0,9 0,8.

12 Достоинства волновых передач: 1. большое передаточное число (до 320, 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, а объём может составлять около 30% от объёма последнего; 3. высокая кинематическая точность вследствие многозонности и многопарности зацепления; 4. высокий КПД, при больших передаточных числах превышающий КПД планетарных передач; 5. отсутствие поперечных нагрузок на валах вследствие симметричности конструкции; 6. возможность передачи движения в герметизированное пространство; 7. низкий уровень шума; 8. возможность использования в качестве дифференциального механизма; 9. малое число деталей и относительно низкая стоимость; 10. высокая технологичность изготовления. Недостатки волновых передач: 1. невозможность получения низких значений передаточных чисел (для стальных гибких колёс u min 80, для пластмассовых u min 20 ); 2. трудность индивидуального производства и ремонта передач вследствие необходимости специальных инструмента и оснастки для изготовления гибкого колеса; 3. относительно низкий срок службы (срок службы стандартных волновых редукторов составляет около 10 4 часов – чуть больше года непрерывной работы).

13 Гибкие колёса силовых редукторов изготавливают из легированных высокопрочных сталей 30ХГСА; 30ХГСН2А; 40ХНМА; 50С2 и некоторых других с термообработкой до 38…45 HRC и последующей шлифовкой диаметра, посадочного на подшипник генератора волн. Для изготовления остальных деталей применяются те же материалы, что и для рядовых зубчатых передач. В военной технике волновые передачи нашли применение в приборах наведения и некоторых узлах боевых и вспомогательных машин. 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 ;(8.16) где T 1 – вращающий момент на валу гибкого колеса, Н м; [ ] допускаемые напряжения, МПа (для стали 30ХГСА [ ]=150…170 МПа); E - модуль упругости материала колеса (для сталей можно принять E=2, МПа) bd =b 1 /d=0,15…0,20 – коэффициент ширины зубчатого венца; Sd =S 1 /d=0,012…0,014 – коэффициент толщины зубчатого венца.

14 При использовании кулачкового генератора волн диаметр, полученный расчётом, округляется до ближайшего наружного диаметра гибкого подшипника (гибкие подшипники стандартизованы). Далее определяются остальные параметры зубчатого зацепления по формулам, аналогичным с формулами цилиндрических передач. Рассчитанное гибкое колесо: а) проверяется по напряжениям изгиба, изменяющимся по симметричному циклу в процессе деформирования колеса генератором волн; б) по напряжениям растяжения зубчатого венца, возникающим от действия на колесо тангенциальных сил и изменяющимся по отнулевому циклу, и по напряжениям кручения зубчатого венца, возникаю-щим при передаче крутящего момента гибким колесом выходному валу и изменяющимся по отнулевому циклу.

Читайте также: