Файл: Стесин С.П. Гидродинамические передачи учебник.pdf

дифференциала представляет наибольшие возможности соедине­ ния любых соосных валов при помощи трехзвенного дифферен­ циала, так как вал водила может быть выполнен охватывающим или охватываемым по отношению к любому из валов двух основных зубчатых колес трехзвенного дифференциала (рис. 113 и 114, а, б).

г?

s)

Li

В трехзвенном дифференциале второго типа при разносторон­ нем выводе валов основных зубчатых колес (рис. 114, в) вал водила может быть только охватываемым первыми двумя валами, а при одностороннем выводе тех же валов водило не может раз­ делять эти валы (рис. 114, г). В трехзвенном дифференциале третьего типа при разностороннем выводе валов основных зуб-

1 _ Г

чатых колес (рис. 114, д) вал водила может быть только охваты­

Указанное ограничение может быть устранено только при составном водиле (рис. 115), что усложняет конструкцию, так как

элемент передачи выбирается из числа дифференциальных зуб­ чатых механизмов, составляемых из трехзвенных дифференциа­ лов, то наибольшие возможности соединения трех соосных валов при помощи трехзвенного дифференциала первого типа являются

199

существенным обстоятельством при выборе именно этого меха­ низма в качестве составляющего элемента. В этом случае удается составить такие кинематические схемы дифференциальных меха­ низмов, которые оказались бы неосуществимыми при использо­ вании трехзвенных дифференциалов других типов. Технологич­ ность конструкции плоского трехзвенного дифференциала является вторым, не менее важным обстоятельством при выборе именно этого типа механизма.

Геометрические параметры плоского трехзвенного дифферен­ циала определяются числом а, представляющим собой отношение числа зубьев большой основной шестерни к числу зубьев малой основной шестерни. Это число называется параметром трехзвен­

разные формы плоских трехзвенных дифференциалов ограничивают его значения пределами 1,3—1,7 и 2,3—5. Нижний предел может быть уменьшен до 1 применением двухрядных дифференциалов второго и третьего типов. Однако следует иметь в виду, что при­ менение конических зубчатых колес менее желательно, чем исполь­ зование цилиндрических. Внутри указанных выше пределов имеются ограничения для значения параметра а трехзвенных дифференциалов, вызванные тем, что этот параметр представляет собой отношение чисел зубьев, т. е. целых чисел, поэтому а должно быть рациональным числом. Кроме того, возможность сборки трехзвенного дифференциала, в котором число сателлитов равно двум и более, накладывает дополнительные ограничения на воз­ можные значения параметра а.

Однако соответствующим выбором чисел зубьев всегда можно подобрать такое рациональное значение параметра а, которое будет сколь угодно близко к любой заданной величине, хотя это может потребовать очень больших чисел зубьев. Замена зубча­ тых колес фрикционными может позволить реализовать в указан­

Совершенным трехзвенным дифференциалом называется такой, в котором отсутствуют потери энергии. Для такого трехзвенного дифференциала

200

Подставляя в уравнения (121) моменты из выражений (120), получим уравнение связи между угловыми скоростями трех звеньев этого дифференциала:

со, -\- асоц — (1 -f- а) ю ш = 0.

Уравнения связи между нагрузочными показателями режима трехзвенного дифференциала получаются из выражений моментов

М, :Мп:Мш= 1 : а : — (1 - f a ) . (122)

Следовательно, трехзвенный дифференциал обладает двумя кинематическими степенями свободы и одной нагрузочной, при­ чем нагрузка любого из трех основных звеньев означает одновре­ менную разгрузку и остальных двух, как это следует из уравне­ ния (122). Основные теоретические положения, необходимые для создания трехзвенного дифференциала, изложены в работе [18].

Отметим основные особенности схем гидромеханических передач с внешним разветвлением силового потока [18]. Задачей расчета обычно является выбор схемы и передаточных чисел механичес­ кой передачи при определенной характеристике гидротрансформа­ тора. В связи с этим расчет производится с использованием без­ размерной характеристики гидротрансформатора и уравнений связи между кинематическими со и силовыми M параметрами механической передачи.

Рассматривая гидротрансформатор как механизм с двумя ва­ лами (реактор жестко соединен с неподвижным корпусом), можно представить различные способы соединения этих валов с плане­ тарными механизмами (рис. 116, а—е). Причем схемы, приведен­ ные на рис. 116, а—е, являются частными случаями схемы, изо­ браженной на рис. 116, а.

Схема, показанная на рис. 116, б, представляет собой последо­ вательное соединение гидротрансформатора и механической пере­ дачи, в другой схеме (рис. 116, в) механический редуктор устанав­ ливает постоянное передаточное отношение между насосом и тур­ биной, а схема, показанная на рис. 116, е, представляет собой передачу с гидротормозом. В большинстве случаев применяются схемы (рис. 116, г) с разветвлением потока на выходе и с развет­ влением на входе (рис. 116, д).

201

Разберем две последние схемы более подробно. На рис. 117, а

насосу гидротрансформатора и к солнечной (главной малой) шестерне 3 планетарной передачи. Солнечная шестерня нахо-

' / / / / / / / /

Рис. 117. Наиболее распространенные конструктивные схемы гидромеханиче­ ских передач:

а — суммирующий планетарный ряд; б — разделительный планетарный ряд: 1 — веду­ щий вал; 2 — ведомый вал; 3 — солнечная шестерня; 4 — сателлит; 5 — коронная ше­ стерня; 6 — водило

суммирует обе мощности и через водило 6 передает суммарную мощность ведомому валу 2.

202