2813.Планетарные передачи в автомобилестроении

Максимально допустимый вращающий момент связан с податливостью звеньев.

Удобно за критерий работоспособности условно принять допустимые напряжения смятия [σ]см на боковых поверхностях зубьев по аналогии со шлицевыми соединениями:

где Т – вращающий момент на тихоходном валу передачи, Н·м; d – диаметр делительной окружности гибкого зубчатого венца, мм; ψd – коэффициент ши-

рины зубчатого венца (берется 0,2...0,18 для силовых, 0,15...0,1 для малона-

груженных и кинематических передач), ψd = B ; К – коэффициент, зависящий d

от режима работы, равный 1 при спокойной нагрузке (Тmаx /T < 1,2); 1,25 – при умеренной динамической нагрузке (Тmах /Т < 1,6); 1,75 – при резко динамической нагрузке (Тmах /Т < 2,5).

При работе с продолжительными остановками коэффициенты уменьшают, а при непрерывной круглосуточной работе увеличивают в 1,2 раза.

Величину [σ]см берут по данным экспериментов такой, при которой также обеспечивается работоспособность передачи по другим критериям:

σсм = 16Ku Kn Kd ,

где Ku , Kn , Kd – коэффициенты, зависящие соответственно от передаточно-

го числа в рассчитываемой ступени и; от частоты вращения п генератора волн, мин–1; от размеров передачи d. Соответственно,

Kd = 1,25 при d < 130 мм, Kd = 1 при d > 130 мм.

В средних условиях [σ]см для стальных колес 10...20, для пластмассовых – 3...15 МПа; при малых скоростях генератора увеличиваются в 5...10 раз.

Размеры передачи, полученные по предложенным зависимостям, согласуются с данными каталогов иностранных фирм. Параметры зацепления выбирают с учетом податливости звеньев.

111

Для упрощения расчетов применяют более простые зависимости, проверенные экспериментами. Они справедливы только для эвольвентных зубчатых колес, нарезанных стандартным инструментом с исходным контуром, имеющим α = 20°, коэффициент высоты ha =1, коэффициент радиального зазора С* = 0,25 (или С* = 0,35 для модуля до 1 мм); для передаточного числа в одной ступени u = 60...320, а также для указанных ниже соотношений размеров и формы деформации генератора волн.

Модуль зацепления вычисляется по зависимости m = d/z и округляется до стандартного.

Необходимый боковой зазор между зубьями в начале зоны зацепления ненагруженной передачи и величина относительного радиального упругого перемещения:

w0 = 0,89 + 8 10−5 z1 + 2 j max , m

где Tmах – максимально допустимый момент перегрузки (обычно Tmах ≥ 2Т); G – модуль упругости при кручении, МПа; h2 – толщина оболочки колеса, мм (рис. 4.16); m – модуль, мм; w0 – радиальное упругое перемещение в долях модуля w0 m .

Рис. 4.16. Основные параметры гибкого колеса

112

Смещение исходного контура для гибкого x1 и жесткого х2 колес и глубина захода в долях модуля hd m :

Размеры зубчатых колес определяют по зависимостям, аналогичным зависимостям для обычного зацепления.

Диаметры окружностей впадин и вершин зубьев гибкого колеса (нарезаемого стандартной фрезой):

d f 1 = m(z1 −2ha − 2C* + 2x1 ), da1 = d f 1 + (2hd + 0,7)m.

Диаметр вершин жесткого колеса:

da2 = da1 + 2w0m − 2hd m.

Диаметр впадин жесткого колеса зависит от параметров долбяка и определяется по известным зависимостям:

d f 2 = 2aсм + da0 ,

где

Индекс 0 относится к инструменту (долбяку). Смещение исходного контура долбяка средней изношенности можно брать х0 = 0, диаметр окружности вершин долбяка

da0 = m(z 0 +2ha − 2C* ).

113

Толщину зуба при нарезании контролируют по роликам или через длину общей нормали. Степень точности зубчатых колес обычно 7-я.

Рекомендуемая геометрическая форма зацепления исключает интерференцию (при нарезании гибкого колеса в недеформированном состоянии червячной фрезой, а жесткого – стандартным долбяком с числом зубьев долбяка z0 ≤ 0,5 z2).

Кулачковый генератор волн имеет кулачок, выполненный по форме кольца, растянутого четырьмя силами с углом между силами 2β = 60°. Ра- диус-вектор кулачка в каждой четверти

p = 0,5dn + w,

где dn – внутренний диаметр подшипника генератора; w – радиальные перемещения гибкого кольца подшипника, которые подсчитывают в интервале 0 ≤ ϕ ≤ β .

4.10. Безводильная планетарная передача

Изобретение относится к машиностроению, а именно к конструкции безводильных планетарных редукторов с зубчатым зацеплением, и может быть использовано в силовых приводах машин и механизмов для обеспечения больших передаточных чисел при высоком КПД и надежности.

Известен безводильный планетарный редуктор, содержащий солнечную шестерню ведущего вала, расположенную в центре неподвижного и подвижного коронного зубчатого колеса, связанного с ведомым валом. Подвижное и неподвижное коронное колесо имеют одинаковый диаметр делительной окружности, но количество их зубьев различается, по меньшей мере, на единицу. Между солнечной шестерней и коронными колесами размещена, по меньшей мере, одна свободная планетарная шестерня с двумя диаметрально расположенными опорными сателлитами, которые компенсируют радиальную компоненту нагрузки зубчатого зацепления.

Однако такой редуктор при большом передаточном отношении имеет малую передаваемую мощность и мелкий модуль зубьев, так как число свободных планетарных шестерен, передающих эту мощность и входящих в зацепление с обеими коронными колесами, должно равняться разнице числа их зубьев, что снижает КПД, быстроходность и долговечность зубчатого зацепления, воспринимающего кроме полезной тангенциальной компоненты вращающего момента ещё и паразитную радиальную компоненту, которая обусловливает его дополнительный износ.

114

Наиболее близким по технической сущности заявленному решению является безводильная планетарная передача с двухвенцовой солнечной шестерней ведущего вала, взаимодействующей с крайними шестернями сателлитных блоков, у которых оси контактируют со свободно плавающими опорными кольцами, а рабочие венцы – с неподвижной и подвижной коронной шестерней ведомого вала.

Существенными недостатками такой передачи являются сложная конструкция сателлитных блоков с четырьмя зубчатыми венцами и парой опорных колец, а также ограниченная величина передаточного отношения, обусловленная разным количеством зубьев у рабочих венцов сателлитных блоков, входящих в зацепление с коронными шестернями.

Технической задачей настоящего изобретения является устранение вышеуказанных недостатков и противоречий, т.е. упрощение конструкции планетарной передачи и обеспечение большого передаточного отношения, модуля зубьев и КПД.

Для решения поставленной задачи предлагается безводильная планетарная передача с произвольной разницей зубьев между двумя коронными шестернями и трехвенцовым, сателлитными блоками, у которых крайние венцы взаимодействуют с двухвенцовой солнечной шестерней, а средние венцы, входящие в зацепление только с неподвижной коронной шестерней, имеют такое же количество однотипных зубьев, как и крайние венцы, но смещены по своей начальной окружности относительно них на величину, кратную отношению произведения шага зубьев на разницу количества зубьев коронных шестерен к числу сателлитных блоков, снабженных внутренними шлицами и установленными на шлицевых осях с плавающими опорным и упругим кольцами.

Предлагаемая передача содержит расположенные в двух параллельных плоскостях подвижную и неподвижную коронные шестерни с различным количеством зубьев, откорригированных до одинаковых начальных окружностей, и входящих в зацепление с соответствующими венцами сателитных блоков, которые контактируют с плавающими опорным и упругими кольцами, и установленных концентрично с приводной двухвенцовой солнечной шестерней, взаимодействующей с крайними венцами сателлитных блоков.

При этом один из крайних венцов каждого сателлитного блока входит в зацепление и с подвижной коронной шестерней, а их средние венцы, входящие в зацепление только с неподвижной коронной шестерней, имеют такое же количество однотипных зубьев, как и крайние венцы, но смещены

115

каждый по своей начальной окружности относительно них на величину, кратную отношению произведения шага зубьев на разницу количества зубьев коронных шестерен к числу сателлитных блоков.

Все венцы сателлитных блоков снабжены внутренними шлицами и установлены на сопряженных шлицевых осях, содержащих наружные шлицы, в которых выполнены кольцевые проточки до основания шлиц в местах контактирования опорного и упругого колец. Осевое смещение шлицевых осей блокируется торцевыми крышками коронных шестерен, снабженных крепежными отверстиями и болтами. Для облегчения вращения наиболее ответственных деталей планетарной передачи в ней могут быть установлены подшипники качения, два из которых размещены на приводном валу солнечной шестерни и контактируют с ее венцами через дистанционные шайбы.

За счет относительного подбора толщины этих шайб задается осевое положение венцов солнечной шестерни, один из которых, расположенный со стороны упругого кольца, выполнен в виде конической шестерни малой конусности (1:10…1:100). При этом само упругое кольцо может быть выполнено в виде 2–3 витков цилиндрической пружины из сталистой проволоки круглого сечения со шлифованными торцами. Опорное плавающее кольцо, расположенное внутри проточки шлиц осей сателлитных блоков между венцами, входящими в зацепление с коронными шестернями, изготовлено из материала с максимальной жесткостью и твердостью.

Работает предлагаемая передача следующим образом. Вращающий момент высокооборотного привода, например, электродвигателя, передается через приводной вал двум венцам солнечной шестерни, которые вращают крайние венцы сателлитных блоков, что обусловливает обкат верхних сателлитных венцов по внутреннему зубчатому зацеплению подвижной коронной шестерни и синхронное обкатывание средних венцов по неподвижной коронной шестерне. Поскольку коронные шестерни имеют различное количество зубьев, а все венцы сателлитов одинаковое, то для синхронного обкатывания средние венцы сателлитов должны иметь фазовое смещение по своей начальной окружности относительно зубьев крайних сателлитов.

Тогда передаточное отношение Р всего устройства будет равно довольно большой величине, которая не зависит от количества зубьев сателлитных блоков, но очень чувствительна к разнице зубьев коронных шестерен. Однако от количества сателлитов напрямую зависит выходной момент силовой нагрузки всей передачи, который ограничивается известным условием соосности и сборки планетарных передач, требующим, чтобы сумма и разность зубьев коронных шестерен передачи были кратны числу сателлитов. В частности, при четырех сателлитах классический метод проектиро-

116

вания планетарных передач требует, чтобы разница зубьев коротких шестерен была не менее четырех, тогда как в предлагаемой передачи даже при 1 число сателлитов может быть любым и ограничивается лишь условием соседства сателлитов, что значительно расширяет возможности проектирования и применения планетарных передач такого типа.

Высокие тактико-экономические показатели предлагаемой передачи подтверждаются испытаниями опытного образца, изготовленного с посадочными размерами и габаритами планетарного редуктора RG 350 L, немецкой фирмы ZF Friedrichshafen AG, который по сравнению с этим базовым вариантом имел в несколько раз более высокую редукцию и модуль зуба, не говоря уже об отсутствии водила, что, безусловно, позволит использовать такую передачу в машиностроении и наладить её выпуск на стандартном зуборезном оборудовании.

117

5. УСТРОЙСТВО ДИФФЕРЕНЦИАЛА (ЦЕНТРАЛЬНАЯ ЧАСТЬ)

Дифференциал – это механическое устройство, которое делит момент входного вала между выходными осями. Наиболее широко применяется в конструкции привода автомобилей, где момент от выходного вала коробки передач (или карданного вала) поровну делится между полуосями правого и левого колеса (рис. 5.1). В полноприводных автомобилях также может применяться для деления момента в заданном соотношении между ведущими осями, хотя здесь достаточно распространены конструкции и без дифференциала (приложение).

Рис. 5.1. Дифференциал автомобиля

Необходимость применения дифференциала в конструкции привода автомобилей обусловлена тем, что внешнее колесо при повороте проходит более длинную дугу, чем внутреннее, т.е. при вращении ведущих колёс с одинаковой скоростью поворот возможен только с пробуксовкой, а это негативно сказывается на управляемости и сильно повышает износ шин.

Назначение дифференциала в автомобилях:

–позволяет ведущим колёсам вращаться с разными угловыми скоро-

стями;

–неразрывно передаёт крутящий момент от двигателя на ведущие ко-

лёса;

–в сочетании с главной передачей служит дополнительной понижающей передачей.

118

В случае единственного приводного колеса или отдельного двигателя для каждого из ведущих колёс дифференциал не требуется. В конструкции раллийных автомобилей иногда дифференциал намертво блокируют (заваривают), жёстко связывая колёса ведущей оси – это допустимо, так как на гравии или снегу в ралли повороты проходятся только с заносом. В веломобилях с ведущей осью вместо дифференциала часто применяются более простые и доступные трещотки (обгонные муфты) в колёсах – такой привод допускает вращение колёс на ведущей оси с разной скоростью, но при этом весь момент передаётся только на то колесо, которое медленнее вращается.

Классические автомобильные дифференциалы основаны на планетарной передаче (рис. 5.2). Карданный вал 1 через коническую зубчатую передачу передает вращение на корпус дифференциала 2, который через независимые друг от друга шестерни (сателлиты) 3 вращает полуоси 4. Такое зацепление имеет не одну, а две степени свободы, и каждая из полуосей вращается с такой скоростью, с какой может. Постоянна лишь суммарная скорость вращения полуосей.

Рис. 5.2. Дифференциал автомобиля Porsche Cayenne в разрезе

Проблема буксующего колеса. Обычный («свободный») дифференциал отлично работает, пока ведущие колёса неразрывно связаны с дорогой. Но когда одно из колёс оказывается в воздухе или на льду, то крутится именно это колесо, в то время как другое, стоящее на твёрдой земле, теряет всякую силу. Может показаться, что обычный дифференциал – это бессмысленный механизм, направляющий крутящий момент двигателя именно на то колесо,

119

которое легче прокручивается. Конечно, целесообразнее было бы передавать больше крутящего момента на колесо с лучшим сцеплением, но этого не происходит в силу устройства дифференциала.

Дело в том, что создаваемый двигателем момент зависит от силы реакции на каждом из ведущих колёс автомобиля. Действует принцип свободного дифференциала делить крутящий момент ровно пополам: момент на обоих колёсах ведущей оси всегда одинаковый. В случае потери сцепления одним из колёс его сопротивление падает, а раскрутка происходит без существенного увеличения момента сопротивления (трение скольжения в пятне контакта меньше трения покоя и несущественно зависит от скорости пробуксовки). Как только это происходит, обычный дифференциал «стравливает» весь избыточный момент двигателя на проскальзывающее колесо – дальше двигатель легко прогазовывает, уже не создавая значительного момента. А на другом колесе, с более хорошими условиями сцепления, остаётся точно такой же момент, как и на буксующем. В некоторых условиях этот «остаточный» момент не позволяет даже сдвинуться с места – одно колесо будет стоять, а второе прокручиваться с удвоенной скоростью.

Способы решения проблемы буксующего колеса: ручная блокировка дифференциала, электронное управление; фрикционный самоблокирующийся дифференциал; гидророторный самоблокирующий дифференциал; шестеренчатый самоблокирующийся дифференциал (приложение).

120