Многопоточность в планетарных передачах 2k-h, 3k и 3k-2g-h

УДК 621.833.6

МНОГОПОТОЧНОСТЬ В ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧАХ

2K-H, 3K и 3K-2G-H

В. А. Крюков, А.В. Плясов

Рассматриваются основные аспекты обоснования параллельной передачи потоков энергии при преобразовании движения в силовых трансмиссиях транспортных и технологических машин с лимитированными габаритами.

Ключевые слова: многопоточность, планетарная передача, сателлит, ремень, коэффициент распределения силы вдоль зуба и между зубьями, водило и ступень.

Понятие многопоточности уходит своими корнями глубоко в прошлое. И в истории не перечесть примеров многопоточности, особенно это касается и механических передач. Если взять фрикционные передачи с гибкой связью - ременные с несколькими клиновыми или поликлиновым ремнями, то это уменьшает диаметральные размеры шкива и скорость движения ремней, которые с веками возрастали для увеличения передаваемой мощности и производительности технологических и транспортных машин соответственно [1]. Через каждый ремень проходил поток механической энергии. Равномерность распределения нагрузки между ремнями гарантировалась за счёт постоянства ряда параметров: длины ремня, коэффициента трения и др., что не всегда можно было обеспечить не по причине ограничений технологии изготовления деталей передачи, а из-за деформации деталей (валов, подшипников и шкивов) при нагружении в процессе работы. В связи с этим некоторые ремни со временем могли проскальзывать и совершать колебания не только на ведомой, но и на ведущей ветви, так как менялась роль каждого ремня для входного шкива либо ведомое звено входным шкивом, либо ведущее звено. Равномерность распределения нагрузки в этих передачах лучше в отличие от многих других передач за счёт упругих свойств материала ремня, которые обеспечивают прилегание ремня при натяжении ремня. Но это уменьшает ресурс некоторых ремней из-за возрастающих напряжений растяжения и ограничивает количество используемых ремней до 6 (8) шт. В цепных передачах аналогично каждая цепь - это поток, и, как правило, в практике их количество не превышает 4 (6) цепей. Наряду с поликлиновыми ремнями применяются также и цепи.

В механических передачах зацеплением (цилиндрических, конических, винтовых, червячных, гипоидных, спироидные и др.) под многопоточ-ностью понимают многопарное зацепление колёс или винтовых поверхностей звеньев передачи. Каждая контактная пара находится на расстоянии, равном шагу зацепления. Податливость зубьев, а соответственно равномерность распределения потоков энергии зависят от жесткости зубьев и обода колеса. При этом каждая контактная пара сопряженных колёс находится в

один момент времени при разных условиях нагружения [2, 3], например, первая пара - в начале зацепления, вторая - в середине зацепления (полюс зацепления), а третья, если она присутствует (имеется), - в конце зацепления. Количество потоков - контактных пар - в зацеплении будет зависеть от следующих параметров: высоты зуба, шага зацепления, углов профиля и зацепления в прямозубой передаче. В косозубой передаче наряду с перечисленными выше параметрами на количество потоков (многопоточность) влияет также угол наклона зубьев к оси вращения. В итоге вместо двух пар зубьев в контакте у колёс можем получить до 4 пар зубьев. Угол наклона рабочей винтовой поверхности звеньев в пространственных передачах, как правило называют углом подъема винтовой поверхности в винтовой, червячной, спи-роидной передачах, так как оси валов в отличие от цилиндрической расположены не параллельно, а под углом (в основном 90 градусов). При построении твердотельной модели как червяка, так и колеса фигурирует угол подъема спирали. В червячных и спироидных передачах, используя ведущие звенья (глобоидный червяк и винтовую шестерню сложного профиля), можно увеличить количество контактных пар (многопоточность) до 5 и 10 соответственно, но сложность технологии получения шлифованного профиля зубьев сдерживает применение. Несомненно, что с ростом числа зубьев обоих колёс зубчатой передачи будет увеличиваться многопоточность. Но существует ограничение по числу в связи с «вырождением» эвольвенты в прямой отрезок. Это не гарантирует высокий КПД при культуре производства в общем машиностроении (до 120 зубьев при 7 - 8-м квалитете или до 200 при 5-м квалите-те). Также с уменьшением разности чисел зубьев колёс, особенно во внутреннем зацеплении, растёт многопарность (многопоточность), но она ограничена условиями геометрического синтеза, особенно интерференцией [4, 5, 7 и 13].

Наращивание количества потоков необходимо, конечно, не только для уменьшения габаритов и массы передач, но и для увеличения работоспособности, надежности, плавности и бесшумности передачи, работающей особенно при ударных или переменных нагрузках. Уменьшение радиальных габаритов колёс, как и шкивов ременной передачи можно осуществлять, увеличивая ширину зубчатых венцов (длину зубьев). Предельное значение ширины колеса будет зависеть от межосевого расстояния, расположения опор вала по отношению к ведомому колесу, отклонений и допусков на размеры деталей передачи. Для дальнейшего наращивания осевых габаритов деталей передачи следует использовать очень широкое колесо, необходимо разделить его на несколько частей, сопряженных между собой через общий обод (рис. 1, а), вал (соединение «вал - ступица») (рис. 1, б) или зубчатый кардан. При этом вал или обод с окнами работают как торсион [3]. Такое разделение широкого колеса благоприятно сказывается для двойной косозубой передачи (разделенной шевронной) для исключения действия осевой силы в зацеплении на подшипники в опоре вала.

Рис. 1. Многовенцовое колесо с единым ободом

Перспективными механическими передачами являются многопоточные передачи, которые обладают рядом свойств [9, 10, 13]:

- входной и выходной валы сосны;

- высокий коэффициент заполнения пространства в корпусе;

- свёрнутая схема передачи;

- передача с выпукло-вогнутым контактом зубьев;

- валы и звенья передачи имеют заданную податливость;

- большинство опор валов разгружены от сил в зацеплении колёс.

Вышеперечисленными свойствами обладают планетарные передачи

по большинству кинематических схем (рис. 2, а и 2, б) [4, 6, 8]. Отличия в двух схемах планетарных передач очевидны и выражаются в расположении сателлитов g11, g12 и g123 между малым а и а123 и большим Ь и Ь123 колесами, либо на одной оси, либо на параллельных осях в несколько рядов. В итоге количество потоков определяется произведением числа рядов на число сателлитов в нём и на число пар контакта зубьев одновременно. Теоретически 50 - 100 потоков суммируются на водиле И, что, несомненно, при современных требованиях к технологии изготовления делает их перспективными высоконагруженными многозвенными устройствами.

Хотя в практике есть случаи, когда от зубчатых передач с подвижной осью вращения (планетарных передач) отказываются в ответственных приводах с большой мощностью, например, главный редуктор для вращения несущего винта Ми-26 - самого большого вертолёта в мире [4] с правым или левым двигателем с валом отбора мощности на рулевой винт. Редуктор по соосной схеме имеет 16 колёс в зацеплении двух рядовых зубчатых механизмов с центральными колесами (рис. 3, а) вместо планетарного и традиционного редуктора Р-7 вертолетов (рис. 3, б).

337

а

б

Рис. 2. Схема планетарных передач: а - схема с одновенцовым сателлитом во внешнем и внутреннем зацеплениях; б - схема многорядной планетарной передачи 2к-Н (патент РФ № 2115610,

2149813, 2175943)

Вал НВ

Л» Л»- Л

а б

Рис. 3. Схема редуктора: а - схема главного редуктора вертолета Ми-26; б - схема главного редуктора Р-7 вертолетов Ми-6, Ми-8, Ми-14

При выявлении важности многопоточности в современных передачах для сопоставления возьмём некоторые планетарные передачи рис. 4 - 7 [3 - 10]. Во всех представленных планетарных передачах применение от

338

трёх и более сателлитов g и / обусловлено разгрузкой опор валов от радиальных и тангенциальных сил в зацеплении, так как их сумма с учётом равномерного распределения сателлитов по кругу равна нулю. В передаче 2к-И с внутренними зацеплениями колёс вх и в2, 3к и Зк^-И выходным звеном является колесо в2, а входными являются колеса а, ах и а2.

Рис. 4. Схема передачи 2к-Н с двухвенцовым сателлитом

Рис. 5. Схема передачи 2к-Н с двумя внутренними зацеплениями

Рис. 6. Схема передачи 3к

339

Рис. 7. Схема передачи 3к-2%-к

Для увеличение числа рядов сателлитов (см. рис. 2, б) или двух-, трёхвенцовых колёс и сателлитов требуется повысить подвижность зубчатых венцов для получения многосателлитных рациональных планетарных механизмов (без избыточных связей) за счёт использования зубчатых карданов (см. рис. 3, б) или сферических подшипников (рис. 7) [3, 4, 12, 13].

С ростом количества используемых сателлитов в одном ряду уменьшается пространство между ними, что ограничивает их количество и требует серьезного подхода при проектировании конструкции водила и возможного уменьшения передаточного числа. Поэтому использование 5 и более сателлитов в одном ряду обусловлено в многоступенчатых приводах, например в турбине самолёта, где центральный вал имеет большое отверстие. Или в приводах, где вал имеет отверстие для пропуска через него жидкости, электрических проводов системы управления, шпинделя запорного органа клиновой задвижки трубопроводной магистрали [8 - 10, 14]. Эти факторы, перечисляемые заказчиком в техническом задании на проектирование, обосновывают применение таких планетарных передач с малым передаточным числом от 3 и ниже в одной ступени.

Но встаёт снова вопрос, а сколько, например, взять - 5 или 7, 6 или 8, 9 или 11, так как условие соседства не главный фактор при выборе максимально числа сателлитов. Стоит заметить, что при прочностном расчёте планетарной передачи с передаточным числом от 3 и выше слабым звеном среди трёх зубчатых звеньев по контактной и изгибной выносливости являлось малое (солнечное) центральное колесо (см. рис. 4). У него маленький начальный диаметр, частое зацепление с сателлитами, высокий коэффициент формы зуба и выпукло-выпуклый контакт по зубьям с сателлитами. В схеме рис. 7, наоборот, представляется слабым сателлит по многим вышеперечисленным факторам, кроме контакта, он у сателлита с большим центральным колесом выпукло-вогнутый [12, 15]. Поэтому увеличивается количество сателлитов не только, поскольку для увеличения многопоточ-

340

ности передачи и снижения габаритов, а для уравнивания ресурсов всех колёс в передаче. Можно возразить в этом случае применением колёс из разных материалов и с разной термообработкой. Но этот путь, как и в жизни, не единственный и имеет технологические ограничения.

Слабым звеном в планетарной передаче представляются не только малые центральные колеса или сателлиты, а и подшипники качения, которые либо встраиваются в щеки водила (см. рис. 4, 6), или ступицу сателлита (см. рис. 5 и 7). При использовании относительно малого числа сателлитов (3 - 4) нагрузка, приходящаяся на один подшипник, окажется столь высокой, что ресурс будет его ниже, чем у передач, в несколько раз. Это требует суммарную нагрузку на оси сателлитов распределять между большим количеством сателлитов [3, 14]. Возникает вопрос, что понятие мно-гопоточности относится не только к зацеплениям, но и к осям сателлитов.

Не следует забывать, что как на тела качения в подшипниках, так и на сателлиты в планетарных передачах действуют силы инерции, которые ограничивают частоту вращения тел качения и сателлитов даже при отсутствии нагрузки на выходном валу привода, вызывая в случае с сателлитами уменьшение зазора между зубьями во внутреннем зацеплении с большим центральным колесом. Для увеличения (повышения) ресурса подшипников в опоре сателлита следует уменьшать размеры сателлитов до тех пор, пока запас прочности зубьев сателлитов не сравняется с запасом прочности зубьев малого центрального колеса с учётом его частоты вращения, многопарного контакта с сателлитами за один оборот и др. факторов. В авиастроении борются за ресурс подшипника путём его размещения в каждой щеке водила. Габаритный размер подшипника в этом случае ограничен только диаметром вершин зубьев колеса или межосевым расстоянием в зацеплении колёс [3, 4, 10].

Поэтому следует сделать вывод, который является промежуточным, т.е. предварительным на стадии эскизного проектирования: на эффективное число сателлитов и количество зацеплений их с центральными колесами влияет множество технологических и конструкторских факторов, которые неразрывно взаимосвязаны в замкнутую цепь, в том числе из-за использования нормальных размеров, стандартных деталей и режущего инструмента [5, 7 и 13]. Поэтому для ответа на вопрос необходимо провести структурный, кинематический, кинематический, силовой, динамический анализ [10 - 15] после проектирования двух - пяти вариантов планетарной передачи с разным количеством сателлитов с сохранением габаритных размеров основных деталей, сделать сравнение параметров в зависимости от технических требований задания для окончательного выбора.

Список литературы

1. Иосилевич Г.Б. Детали машин: учебник. М.: Машиностроение, 1988. 368 с.

2. Планетарные передачи: справочник / В.Н. Кудрявцев [и др.]. М.: Машиностроение, 1977. 536 с.

3. Силовые зубчатые трансмиссии угольных комбайнов. Теория и проектирование / П.Г. Сидоров, С.В. Козлов, В. А. Крюков, Л.П. Полосатов М.: Машиностроение, 1995. 296 с.

4. Сидоров П.Г., Пашин А.А., Плясов А.В. Многопоточные зубчатые трансмиссии. Теория и методология проектирования / под общ. ред. П.Г. Сидорова. М.: Машиностроение, 2011. 340 с.

5. Алгоритм анализа и синтеза и формирование внутренних эволь-вентных зубчатых зацеплений с гарантированными характеристиками / П.Г. Сидоров [и др.] // Известия ТулГУ. Машиноведение, система приводов и деталей машин. 2004. Вып. 1. С. 51 - 60.

6. Асинхронные электроприводы нового технического уровня и приоритетные направления их развития / Колесников К.С. [и др.] // Известия ТулГУ. Машиноведение, система приводов и деталей машин. 2004. Вып.1. С. 3 - 8.

7. Обоснование параметров внутренних зацеплений плюсовых планетарных приводов запорной арматуры трубопроводного транспорта / П.Г. Сидоров [и др.] // Известия ТулГУ. Машиноведение, система приводов и деталей машин. 2004. Вып. 1. С. 41 - 51.

8. Электропривод трубопроводной арматуры / Р.В. Алалуев, В.И. Гольфарб, М.В. Грязев, А.В. Дмитриев, Ю.В. Иванов, Р.А. Киржнер,

B. Д. Кухарь, А. А. Маликов, Д.М. Малютин, В.Я. Распопов, В.И. Родионов,

C.В. Рогов, С.Л. Самсонович, П.Г. Сидоров, И.Т. Тер-Матеосянц / под ред. В.Я. Распопова. М.: Машиностроение, 2012. 386 с.

9. Sidorov P.G. Forming of modern multi-turn electric drive for pipeline gate valve of wedge and slide types / A.A. Pashin, P.G. Sidorov, V.Y. Raspo-pov, A.V. Plyasov, Y.I. Sabo // GEP. 2012. № 6. С. 82 - 85.

10. Новое построение габаритного ряда многооборотных многопоточных электроприводов запорной арматуры с выдвижным шпинделем / П.Г. Сидоров, А.В. Дмитриев, А. А. Пашин, А.В. Плясов // Арматурострое-ние. 2012. № 3. С. 53 - 61.

11. Крюков В.А., Савельева Л.В. Снижение динамических нагрузок в многопоточных передачах // Вибрационные технологии, мехатроника и управляемые машины: сб. науч. ст. в 2 ч. Ч. 1 / редкол. С.Ф. Яцун (отв. ред.) и др. Курск: Юго-Зап. гос. ун-т, 2016. С. 205 - 215.

12. Крюков В. А., Савельева Л.В. Выбор закона изменения жесткости зацепления при моделировании динамики зубчатых передач // Известия Тульского государственного университета. Технические науки. Тула: Изд-во ТулГУ, 2015. Вып. 11-1. С. 65 - 70.

13. Сидоров П.Г., Крюков В. А., Плясов А.В. Новое поколение многопоточных рычажно-зубчатых передач в высокоэнерговооруженных приводах машин воздушного, водного, наземного и подземного базирования //

342

Теория и практика зубчатых передач: сборник трудов международного симпозиума / науч. ред. В.И. Гольдфарб. 2014. Ижевск: Изд-во ИжГТУ им. М.Т. Калашникова, 2014. С. 468 - 477.

14. Крюков В.А., Прейс В.В. Построение привода исполнительных органов роторной технологической машины с учетом уравновешивания мощности // Машиностроение и техносфера XXI века: Сборник МНТК. Донецк: Донецкий НТУ, 2004. С. 121-124.

15. Крюков В. А., Корнюхин И.Ф. Приводы автоматических роторных и роторно-конвейерных линий // СТИН. 2000. № 11. С. 6-10.

Плясов Алексей Валентинович, канд. техн. наук, доцент, plyasov-a@yandex. ru, Россия, Тула, Тульский государственный университет,

Крюков Владимир Алексеевич, д-р техн. наук, профессор, va. krukov@,gmail. com, Россия, Тула, Тульский государственный университет

MULTITHREADING IN PLANETARY GEAR 2K - H, 3K and 3K-2G-H

V.A. Krukov, A. V. Plyasov

This article discusses the main aspects of the justification of the parallel transmission of energy flows in the transformation of motion in power transmissions of transport and technological machines with limited dimensions.

Key words: multithreading, planetary gear, pinion, belt, ratio of the force distribution along the tooth and between the teeth, and drove stage.

Plyasov Alexey Valentinovich, сandidate of technical sciences, docent, plyasov-a@yandex.ru, Russia, Tula, Tula State University,

Krukov Vladimir Alekseevich, doctor of. technical sciences, professor, va. krukov@gmail. com, Russia, Tula, Tula State University