7.6 Некоторые рекомендации к выбору типов и схем планетарных передач.

Существует много различных типов планетарных передач, значительно отличающихся при одинаковых передаточных отношениях и нагрузке габаритами, весом и к.п.д. В связи с этим важное значение имеет правильный выбор схем и типов передач в каждом конкретном случае.

Наиболее простой в изготовлении и монтаже и надежной является передача2К-Н с тремя колесами ( рисунок 44,а) . КПД этой передачи при колесе с внутренними зубьями достигает 0.99 и даже несколько более высоких значений ( возможен коэффициент потерь  = 0.7 – 0.8% ). и падает до 0.97 – 0.96 в тихоходных передачах при опорах скольжения у сателлитов и малых значениях чисел зубьев центрального колеса (например, при Z 12).

При неподвижном центральном колесе КПД передачи достигает более высоких значений и коэффициент потерь может снижаться до таких величин, как, например, 0.003.

При передаточном отношении обращенного механизма менее 8 передача при соответствующем выборе числа сателлитов и удовлетворительном распределении нагрузки между ними имеет очень малые габариты и вес.

Благодаря отмеченным качествам эта передача получила широкое распространение как в транспортных, так и в стационарных машинах без ограничений по скорости и мощности. Передача используется в высокоответственных мощных скоростных приводах ( например, на гребной винт корабля, на винт самолета, в приводах воздуходувок, в гусеничных машинах и др.). Ее можно встретить в тихоходной ручной передаче и в приборостроении.

Для определения передаточного отношения планетарной передачи обычно используется хорошо известный из курса ТММ метод обращения движения и следующая из него формула Виллиса.

В приводимой ниже таблице указаны интервалы передаточных отношений при различных неподвижных основных звеньях

Таблица 1 . Интервалы передаточных отношений при различных

неподвижных звеньях трехколесной передачи и ее модификации с сдвоенным сателлитом

При больших значениях передаточных отношений в значительной мере теряются преимущества планетарных передач в отношении габаритов и с этим связаны верхние ограничения передаточных отношений. В некоторых случаях возможен выход за пределы указанных ограничений. Например, если передача применяется в многоступенчатом редукторе, то габариты передачи определяются габаритами тихоходной ступени. В таких случаях быстроходная передача может иметь передаточное отношение даже более 9, при этом габариты всего редуктора не увеличиваются.

Назначение нижнего предела менее 2-2.5 связано с ограничением работоспособности подшипников сателлитов, т.к. в этом случае разность диаметров центральных колес мала и не удается поставить сателлит нужного размера. Резко падают размеры сателлитов и возникают серьезные трудности по размещению подшипников сателлитов.

Передачи выполняются как косозубыми , так и прямозубыми. В косозубой передаче существенно уменьшается интенсивность шума, и в ряде случаев повышается несущая способность. Однако при недостаточной точности изготовления колес и отсутствии прирабатываемости несущая способность косозубого зацепления может оказаться даже ниже чем прямозубого.

Прямозубое зацепление при коэффициенте высоты головки исходного контура равной 1.25-1.3 при погрешности основных шагов значительно меньшей суммарной деформации зубьев, по несущей способности может превзойти косозубое зацепление при мало отличающихся шумовых характеристиках. Это обстоятельство имеет особо большое значение для планетарных передач, т.к. переход на косозубое зацепление связан в ряде случаев с большими трудностями.

При необходимости получения минимальных габаритов и веса зубчатые колеса планетарных передач выполняются с высоким твердостями рабочих поверхностей. Но ,исходя из возможностей производства, во многих случаях проектируются планетарные передачи с твердостью рабочих поверхностей зубьев не превышающей НВ350. Нагрузочную способность таких передач можно значительно увеличить, если при средней твердости рабочих поверхностей зубьев колеса в и сателлитов назначить у центрального колеса высокую твердость.

Таблица 2. Основные характеристики некоторых планетарных механизмов

Передача 2К-Н с двумя внутренними зацеплениями применяется в самом широком диапазоне , например, начиная с 10 до нескольких тысяч. Благодаря использованию внутреннего зацепления потери на трение здесь во много раз меньше, чем в передача IV.

Эти передачи компактны, но их работа сопровождается большим шумом. КПД этой передачи низок и поэтому их применение оправдано в приводах кратковременного действия при умеренных угловых скоростях.

7. Планетарные передачи схемы K-H-V c эвольвентным и цевочным (циклоидальным) зацеплением

7.7.1 Значительный интерес для использования в мехатронных устройствах представляет передача K-H-V (рисунок 45) . Она обычно выполняется для уравновешенности сил инерции с двумя сателлитами, причем нет специальных устройств, обеспечивающих их равномерное участие в работе. В модифицированном механизме W , выполненном в виде цевок (пальцев), входящих в соответствующие отверстия сателлитов W , теоретически усилие должно передаваться одновременно с помощью большого числа цевок и пальцев. В связи с этим необходимым условием получения высокой несущей способности ( а следовательно и компактности конструкции) является достаточно удовлетворительное распределение нагрузки среди одновременно работающих контактирующих поверхностей и сателлитов при высокой твердости последних. Для этого передачи должны быть изготовлены с очень высокой точностью с использованием специальных приспособлений и инструмента при весьма совершенной термообработке и высококачественных материалах.

Применение этих редукторов в проектируемых машинах целесообразно только в том случае, если их можно приобрести на заводе, освоившем серийное производство.

Максимальное значение коэффициента потерь в этих передачах равно 0.6. но может существенно превышать эту величину. Поэтому использование этих передач может быть оправдано необходимостью иметь привод с минимальной интенсивностью шума.

7.7.2 В выпускаемых серийно передачах K-H-V используется цевочное зацепление. Сделаны попытки применить в этих передачах внутреннее эвольвентное зацепление с малой разностью чисел зубьев. Преимущество такой замены заключается в уменьшении количества деталей и возможностью нарезания зубьев на обычных станках стандартным инструментом..

Установлено, что несущая способность передач с эвольвентным зацеплением лимитируется обычно работоспособностью подшипников сателлитов поэтому при одинаковых размерах передача с цевочным зацеплением способна передавать нагрузку на 75% большую, чем передача с эвольвентным зацеплением. Это является весьма существенным преимуществом цевочного зацепления перед эвольвентным.

Потери на трение в передачах K-H-V с эвольвентным зацеплением намного больше, чем с цевочным. Это связано с увеличением нагрузки на подшипники сателлитов и с увеличением межосевого расстояния. Последнее вызывает повышение коэффициента потерь и помимо этого приводит к снижению несущей способности механизма W из-за уменьшения диаметров пальцев. Таким образом переход от корригированного цевочного зацепления к эвольвентному связан с большим снижением несущей способности и КПД.

Вследствие погрешностей изготовления моменты, передаваемые сателлитами передачи K-H-V не равны, т.е. у одного из них момент может несколько раз превышать момент на другом сателлите.

Отказ от работы передач в первую очередь может быть связан с выходом из строя следующих элементов:

1 )подшипнков сателлитов,

2) механизма W вследствие разрушения роликов,

3) цевочного зацепления вследствие разрушения роликов пальцев и рабочих поверхностей зубьев сателлитов.

Малые габариты и вес возможны в том случае, если все контактирующие поверхности выполняются с высокими твердостями > HRC58, что ,как правило и делается в рассматриваемых передачах.

Это справедливо при высокой точности изготовления, обеспечивающей удовлетворительное распределение нагрузки среди одновременно работающих цевок, пальцев механизма W и сателлитов.

Коэффициент потерь в механизме K-H-V складывается из коэффициента потерь в зацеплении, коэффициента потерь механизме W и коэффициента потерь в подшипниках.

3. Зависимости , связывающие моменты и мощности

Связь между моментами, действующими на основные звенья, не зависят от числа сателлитов, поэтому полагаем, что имеется только один сателлит. Полагаем, что в передаче 2K-Hизвестна величина М_а и требуется определить величины M_b M_H (рисунок 47).

Рисунок 47 – К определению моментов, действующих на основные звенья.

Для упрощения в схемах при определении моментов мы опускаем радиальные составляющие нормальных усилий в зацеплении , поскольку их моменты относительно основной оси равны нулю.

Полагаем, что М_а , действующий на колесо а , направлен по часовой стрелке, найдем, что окружное усилие P_a = M_a / r_a , приложенное к зубьям колеса а , направлено влево, а усилие P, приложенное к зубьям сателлита g, направлено вправо . При отсутствии потерь на трение P_g = P_a. Сателлит представляет собой рычаг первого рода, поэтому

P_g = P_g = P_a .

НА водило со стороны сателлита действует усилие

P_H = P_g + P_g = 2 P_a.

Окружное усилие колеса b

P_b = P_g = P_a .

Моменты, действующие на водило и на колесо b

M_H = P_H ( r_a + r_g ) = 2M_a ( r_a + r_g )/ r_a,

M_b = M_a r_b / r_a/

Из рисунка 47 ясно, что моменты M_a M_b одинаково направлены , а M_H направлено в противоположную сторону, т. е внешний момент , приложенный к водилу , действует против часовой стрелки.

При отсутствии потерь на трение алгебраическая сумма мощностей, подводимых и отводимых от механизма, очевидно, равна нулю

M_a _a + M_H _H = 0.