§ 22. Планетарные зубчатые передачи. Устройство передачи и расчет на прочность

3.89. Передачи, имеющие зубчатые или фрикционные колеса с перемещающимися осями, называют планетарными. Наибо­лее распространена зубчатая однорядная планетарная передача (рис. 3.63). Она состоит из центрального колеса 1 с наружными зубьями, неподвижного (центрального) колеса 2 с внутрен­ними зубьями и водила h, на котором закреплены оси пла­нетарных колес g (или сателлитов).

Водило вместе с сателлитами вращается вокруг централь­ной оси, а сателлиты обкатываются по центральным ко­лесам и вращаются вокруг своих осей, совершая движения, подобные движению планет. При неподвижном колесе 2 движение передается от колеса 1 к водилу h или наоборот. Планетарную передачу, совершаемую подвижными звеньями (оба колеса и водила), называют дифференциалом. С по­мощью дифференциала одно движение можно разложить на два или два движения сложить в одно: от колеса 2 движение можно передавать одновременно колесу 1 и водилу h или от колес 1 и 2 к водилу и и т. д.

Какие профили зубьев применимы для планетарной зубчатой передачи?

3.90. Достоинства и недостатки планетарных передач. Основное достоинство - широкие кинематические возможности, позволяющие использовать передачу в качестве редуктора коробки скоростей, передаточное число в которой

Рис. 3.63 Рис. 3.64

изменяется путем поочередного торможения различных звень­ев, и как дифференциальный механизм. Планетарный прин­цип позволяет получать большие передаточные числа (до тысячи и больше) без применения многоступенчатых пере­дач.

Эти передачи компактные и имеют малую массу. Переход от простых передач к планетарным позволяет во многих слу­чаях снизить их массу в 4 раза и более. Сателлиты в планетарной передаче расположены симметрично, а это снижает нагрузки на опоры (силы в передаче взаимно уравно­вешиваются), что приводит к снижению потерь и упрощает конструкцию опор. Эти передачи работают с меньшим шумом, чем обычные зубчатые.

Перечислите примеры возможного применения планетарных передач.

3.91. Передаточное отношение. Для определения передаточ­ного отношения планетарной передачи используется метод Виллиса - метод останова водила. Передаточное отношение для обращенного механизма1 планетарной передачи (см. рис. 3.63)

u=(w₁-w_h)/(w₂-w_h)=-(z₁/z₂) (3.36)

Для реальной планетарной передачи (колесо 2 закреплено не­подвижно, колесо 1 - ведущее, водило h ведомое) при w₂ = О из формулы (3.36) получим ,

(w₁-w_h)/(-w_h)=-(z₁/z₂); -(w₁/w_h)+1=-(z₁/z₂) (3.37)

Для однорядной, планетарной передачи и =1,25-=-8,0 для многоступенчатых [17] u = 30÷1000, для кинематических пе­редач u ≥1600. Чем больше передаточное отношение пла­нетарной передачи, тем меньше КПД (η = 0,99÷ 0,1).

На рис. 3.64 показана схема планетарной передачи с внут­ренними зацеплениями.

3.92. Расчет на контактную прочность зубьев планетарных передач проводится по аналогии с расчетом обыкновенных зубчатых передач отдельно для каждого зацепления (см. рис. 3.63): пара колес 1 -g (внешнее зацепление) и g - 2 - (внутреннее). Для таких передач достаточно рассчитать только внешнее зацепление.

Объясните, почему для планетарной передачи (см. рис. 3.63) достаточно рассчитать только внешнее зацепление.

3.93. Проектный расчет планетарной передачи на кон­тактную, усталость активных поверхностей зубьев проводится по следующей формуле:

где d₁ - делительный диаметр ведущего звена (шестерни), мм; К_d = 78 МПа - вспомогательный коэффициент (рас­сматриваются стальные прямозубые колеса); М₁ - вращающий момент на шестерне, Н-мм; К_HB - коэффициент нагрузки (см. табл. 3.4); Ω = 1,14÷1,3 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки среди сателлитов.

При расчете планетарных передач выбор числа зубьев колес зависит не только от передаточного отношения i, но и от условий собираемости передач. При этом сумма зубьев цент­ральных колес должна быть кратной числу сателлитов (лучше 3).

Какие параметры определяются в проектном расчете на контактную прочность передач.