Файл: Повышение несущей способности механического привода..pdf

Рис. 6.26. Основные схемы взаимного расположения плавающих цент­ ральных колес относительно водила

кинематики перемещения плавающих центральных колес. Воз­ можны различные варианты взаимного положения центров пла­ вающих звеньев, существующие при определенных значениях на­ грузки, скоростей и параметров зацепления. Так, на рис. 6.26 приведены основные расчетные схемы, относящиеся к статически определимой передаче с ар = 3 сателлитами, исследованные сов­ местно с Л. М. Гаркави.

172

трансцендентных урабнений (6.82) имеет два корня, соответствую­ щих расчетным схемам 2 и 3,

ходится в беззазорном зацеплении с одним из двух соседних са­ теллитов, эксцентриситеты равны

В схеме 3 (рис. 6.26, в) оба центральных колеса находятся в без­ зазорном зацеплении с одним и тем же сателлитом, и эксцентри­ ситеты равны

Случаи различных сочетаний боковых зазоров рассмотрены в ра­ боте [85] .

Эксцентриситеты центральных колес в схемах 2 и 3 постоянны и не зависят от сил трения, инерции и реакций подвески плаваю­ щих звеньев, определяющих лишь значение угла поворота во­ дила фда = ф(?б = фе, при котором одна схема заменяется другой. Траектория перемещения центров плавающих колес в зависимости

от соотношения их веса ^jj-, приведенная в работе [36], характери­ зует наибольшие из возможных эксцентриситетов. Реальная траек­ тория определяется условиями равновесия плавающих звеньев с учетом всех действующих факторов и располагается внутри контура, очерченного предельной траекторией. Практика пока­ зала, что работа планетарной передачи с плотным двухпрофильным контактом некоторых сателлитов безопасна при вращении вхолостую и при пусках. Однако эксплуатация такой передачи под нагрузкой привела бы к росту динамических усилий в за­ цеплении, увеличению коэффициента неравномерности распреде­ ления нагрузки среди сателлитов, к повышению уровня шума и вибраций.

174

По значениям эксцентриситетов (схемы 2 и 3) можно опре­ делить .величину и направление реакций подвески плавающих центральных колес при данном уровне нагрузки. Реакция на центральном колесе а или Ь, вызванная перекосом, обратно про­ порциональна условной длине подвески

муфты с двумя зубчатыми сочленениями (см. рис. 6.15). При вра­ щении водила с угловой скоростью сан на центральное колесо,

факторов станет достаточной для компенсации отрицательного влияния сил веса и инерции, то произойдет размыкание полюсов беззазорного зацепления (см. схему 4, рис. 6.26, г). По мере уве­ личения нагрузки будет наблюдаться уменьшение эксцентриси­ тетов центральных колес, т. е. собственно их всплытие.

Из условий равновесия (6.78), (6.79) следует, что если на пла­ вающее колесо а действует радиальная сила Sa (рис. 6.27, а), то она распределяется по всем полюсам зацепления, на которых

Приведем к центру колеса b все радиальные силы, действующие на колесо а (рис. 6.27, б). Суммарный вес плавающих звеньев, приведенный к центру колеса Ь, независимо от числа сателлитов равен

— cos (a/a + a/ft)

175

многоугольника (рис. 6.27, б). В данном исследовании мы прене­ брегаем влиянием силы инерции, вызванной поступательным пере­ мещением центрального колеса при компенсации эксцентриситета. В соответствии с принятым допущением о постоянстве и равенстве углов зацепления можно не учитывать влияние сил трения в за­ цеплениях и опорах сателлитов. Исключено также влияние гидро­ динамических эффектов в зацеплениях и опорах сателлитов. По­ этому справедливо равенство

G s = Е R - £ С

при 1ра = \pRb.

Из уравнений (6.87) и (6.88) можно определить теоретическую величину и направление остаточных эксцентриситетов, необхо­ димых для существования восстанавливающих факторов. В реаль­ ной передаче центральные колеса после всплытия могут занимать

176

траекторию перемещений плавающих центральных колес можно рассматривать лишь в вероятностном аспекте с учетом условий равновесия и текущих ошибок изготовления.

Важно отметить, что минимальная нагрузка, при которой от­ сутствует беззазорное зацепление плавающих центральных колес, возрастает по мере увеличения габаритов передачи. Если в крупно­ габаритной планетарной передаче, эксплуатирующейся продол­ жительное время при пониженных нагрузках, величина восста­ навливающих факторов оказывается недостаточной для компен­ сации веса плавающих звеньев, то могут потребоваться дополни­ тельные конструктивные меры. Например, известны планетарные передачи с пружинными опорами невращающегося венца внутрен­ него зацепления Ь [161 ] . В схемах передач с вращающимся венцом его обод опирается на амортизированные ролики.

1

12 В. Н. Кудрявцев и др.

Г Л А В А 7

ВЫБОР ТИПОВ МНОГОПОТОЧНЫХ БЕССТУПЕНЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

С МИНИМАЛЬНОЙ УСТАНОВОЧНОЙ МОЩНОСТЬЮ РЕГУЛИРУЮЩИХ * МАШИН

25. Основные кинематические соотношения

На рис. 7.1 приведены схемы трех- и двухпоточных бесступен­ чатых передач планетарного типа. В дальнейшем анализируются структурные (обобщенные) схемы; способ перехода от кинемати­ ческих к структурным схемам понятен из рис. 7.1. При расчете установочных мощностей не делается различия между электро- и гидромеханическими вариантами передач, так как кинетостатическое воздействие электро- и гидромашин на звенья базового механизма аналогично.

Для базового механизма, состоящего из двух дифференциалов, или четырехзвённого дифференциала, можно записать [95]:

<*>1 = /"дЮд + ??п©п»

(7.1)

где со — угловые скорости звеньев (/, 2, д, п); Т —• крутящие мо­ менты, подведенные извне к звеньям дифференциалов; i — кине­ матическое передаточное отношение между скоростями звеньев д и 1 при остановленном звене п и т. д.

* Под регулирующей подразумевается электромашина постоянного тока или объемная гидромашина.

178