6. Проектирование планетарных зубчатых механизмов с цилиндрическими колесами

Из всех видов механических передач планетарные зубчатые механизмы в большей степени, чем другие, снижают материалоемкость машины. По сравнению с зубчатыми передачами, имеющими неподвижные оси вращения, их габариты и массы меньше при равных передаточных отношениях. Это связано главным образом с тем, что в планетарных зубчатых механизмах благодаря наличию нескольких сателлитов осуществляется многопоточность передачи мощности с ведущего звена на ведомое. Однако проектирование планетарных передач — более трудоемкая задача, чем проектирование обычных передач, поскольку подбор числа зубьев колес отдельных ступеней связан с необходимостью соблюдения ряда условий и ограничений. При этом, как правило, число условий бывает меньше числа неизвестных, поэтому нельзя получить однозначного решения. Задача определения чисел зубьев колес сводится к поиску множества вариантов, соответствующих исходным данным, и выбору оптимального.

6.1. Основные характеристики

Проектирование планетарного зубчатого механизма, если не задана структурная схема механизма редуктора, начинают с ее выбора. На рис. 6.1 приведены все 22 схемы планетарных редукторов, имеющих не более трех пар зацеплений. Однако на практике схемы с составным сателлитом, т. е. с сателлитом, состоящим из четырех зубчатых колес, применяют достаточно редко, и обычно используют передачи с двумя парами зацепления, которых существенно меньше (рис. 6.2). Более того, в практике машиностроения широко распространены только четыре схемы планетарных зубчатых передач (рис. 6.3). В табл. 6.1 представлены их основные характеристики.

Следует обратить внимание, что значения оптимальных передаточных отношений для каждой схемы на рис. 6.3 находятся в некотором диапазоне, который определен эмпирически из практики редукторостроения. При нахождении заданного передаточного отношения в этом диапазоне проектируемая передача будет иметь оптимальные характеристики. Если заданное передаточное отношение выходит за пределы этого диапазона, то следует выполнить привод многоступенчатым с последовательным соединением планетарного механизма и рядовой передачи или в виде комбинации нескольких планетарных механизмов, которые образуют тем самым двух- или трехступенчатые механизмы. В противном случае передача будет иметь низкий КПД.

Наиболее часто в силовых приводах применяют однорядный планетарный механизм с одновенцо- выми сателлитами (см. рис. 6.3, а). Это объясняется простотой его изготовления и подбора чисел зубьев колес, малыми осевыми габаритами, достаточно высоким КПД. Для реализации больших передаточных отношений можно, как уже указывалось, последовательно соединить несколько однорядных планетарных механизмов.

Более широкий диапазон значений передаточных отношений и достаточно высокий КПД имеет планетарный механизм, выполненный по схеме, представленной на рис. 6.3, б (см. табл. 6.1). Его также применяют в силовых приводах. Однако наличие двухвенцового сателлита несколько усложняет подбор чисел зубьев, поэтому такую схему механизма используют реже.

Широкие кинематические возможности имеют механизмы, схемы которых изображены на рис. 6.3, в, г (см. табл. 6.1). Передаточные отношения этих механизмов изменяются в очень широком диапазоне значений и могут быть как положительными, так и отрицательными. Однако следует иметь в виду, что с увеличением передаточного отношения КПД ме-

Таблица 6.1

Структурная схема. Передаточное отношение	Звено				Диапазон значений и (по модулю)		Ориентировочное значение КПД
	входное	выходное	неподвижное
Однорядный планетарный механизм (см. рис. 6.3, а) u31Н =1+z3/z1	1 3	H H	3 1	2,8-8 1,13-1,5		0,99-0,97 0,98-0,97
ДвухрHдный планетарный механизм со смешанным зацеплением (см. рис. 6.3, б) u41Н =1+z2z4/(z1z3)	1	H	4	7-16		0,99-0,97
Двухрядный планетарный механизм с двумя внешними зацеплениями (см. рис. 6.3, в) u41Н = 1-z2z4/(z1z3)	1	H	4	До 25		0,96
				До 1600		Самоторможение
	H	1	4	До 1600		С увеличением и резко падает
Двухрядный планетарный механизм с двумя внутренними зацеплениями (см. рис. 6.3, г)u41Н =1-z2z4/(z1z3)	1	H	4	До 16		0,96
				До 1600		Самоторможение
	H	1	4	8-13		0,90-0,75
				35-300		0,8-0,4
				До 1600		Низкий

ханических передач резко снижается. При больших значениях передаточного отношения u_1Н > 25) в таких механизмах за входное звено принимают водило (H), а не колесо z₁(см. рис. 3.2), как в других передачах, иначе существенно возрастают потери на трение, вплоть до возможности возникновения процесса самоторможения. Эти схемы применяют, как правило, в несиловых установках кратковременного действия или приводах приборов, когда необходимо получить очень большое или очень малое передаточное отношение, а КПД механизма не имеет решающего значения. Схема на рис. 6.3, в (см. табл. 6.1) с двумя внутренними зацеплениями обладает некоторыми преимуществами, поскольку она более компактна и имеет более высокий КПД.