Структурный синтез и анализ планетарной передачи к-н-v с промежуточными телами качения Текст научной статьи по специальности «Физика»

УДК 621.833.4

СТРУКТУРНЫЙ СИНТЕЗ И АНАЛИЗ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ К-Н-V С ПРОМЕЖУТОЧНЫМИ ТЕЛАМИ КАЧЕНИЯ

© 2008 г. Ю.В. Ершов, С.О. Киреев, В.Н. Ковалев

Южно-Российский государственный South-Russian State Technical University

технический университет (Novocherkassk Polytechnic Institute)

(Новочеркасский политехнический институт)

Показан процесс создания структуры планетарной передачи К-Н-V с промежуточными телами качения, полученной в результате последовательных преобразований кулачкового механизма с внутренним профилем кулачка. Рассмотрены особенности конструкции, важным моментом которых является ввод в передачу ряда роликов, уложенных в сепаратор, от которых зависит величина передаточного отношения передачи. Описаны особенности полученной конструкции и преимущества ее по сравнению с другими планетарными механизмами.

Ключевые слова: структурная схема, кулачковый механизм, планетарный механизм К-Н-V, промежуточные тела качения, сепаратор, эксцентрик, степени свободы, избыточные связи.

Process of creation of structure ofplanetary transfer К-Н-V with intermediate rollers, received as a result of consecutive transformations the cam-mechanism with an internal structure of a cam is shown. Features of a design of transfer into which the rollers laid in a separator are entered are considered. The size of the transfer attitude of transfer depends on number of rollers. Features of the received design and its advantage in comparison with other planetary mechanisms are described.

Keywords: the block diagram, the cam-mechanism, planetary mechanism K-N-V, intermediate rollers, a separator, the clown, degrees of freedom, superfluous communications.

Синтез механизмов состоит в решении двух основных задач, первой из которых является задача структурного синтеза, т. е. построение структурной схемы с определением кинематических пар, из которых состоит механизм, класса и вида этих пар и их элементов. После получения структурной схемы вторая задача синтеза будет состоять в установлении числа, форм и размеров звеньев, удовлетворяющих тем движениям, которые должны осуществлять звенья механизма, габаритов и конструктивных особенностей проектируемого механизма, а также в определении возможности реализации необходимого передаточного отношения. Поставленные задачи решаются методами, изложенными в работах [1, 2].

При изучении структуры исследуемых планетарных механизмов будем считать их звенья абсолютно твердыми телами, элементы кинематических пар жесткими и предполагать, что в процессе движения механизма не происходит нарушения связи вследствие наличия зазоров между контактирующими элементами. Предположение о постоянстве связей обосновано непрерывностью контакта, вследствие геометрического замыкания кинематических пар, и постоянством зацепления в зубчатых передачах. Перечисленные допущения согласуются с реальными условиями работы зубчатых механизмов. Такое представление дает возможность однозначно определить положение каждого из звеньев, пренебрегая их деформацией, если для системы задается достаточное число входных движений.

С учетом вышесказанного исследуемый механизм будем моделировать в виде системы твердых тел с го-лономными стационарными удерживающими связями.

Для получения схемы редуктора с малыми габаритами следует ориентироваться на передачу с внутренним зацеплением [3].

Получим структурную схему механизма, используя в качестве исходной схему кулачкового механизма с внутренней профильной поверхностью определенного вида, изображенную на рис. 1. Механизм состоит из кулачка 1 и толкателя 2, который соединяется с кулачком посредством ролика 3. Ось движения толкателя проходит через ось вращения кулачка. Степень свободы механизма равна единице. Вращающийся кулачок передает движение толкателю, заставляя его двигаться поступательно, являясь таким образом входным звеном, соответственно толкатель 2 - звено выходное.

Проведем преобразование исходной схемы кулачкового механизма. Примем кулачок за выходное звено. Заменим толкатель 2 неподвижной направляющей 4, в которой ролик 3 имеет возможность двигаться поступательно в радиальном направлении. Ролик образует с поверхностью кулачка 1 высшую двухпод-вижную кинематическую пару, а также связан вращательной кинематической парой с шатуном 2 механизма кривошипно-шатунного типа (рис. 2). Кривошип 5 является входным звеном полученного механизма, причем ось его вращения совпадает с осью вращения кулачка. При вращении кривошипа движение передается через шатун ролику, который, перемещаясь в радиальной направляющей, в свою очередь, оказывает давление на поверхность кулачка, заставляя его совершать вращательное движение (рис. 2).

Рис. 2. Промежуточная структурная схема кулачкового редуктора

Для уменьшения колебаний угловой скорости выходного звена, присущей кулачковым механизмам, а также для получения непрерывной передачи движения от кривошипа к кулачку, введем определенное количество роликов, равномерно расположенных в ради-ально выполненных направляющих, представляющих собой неподвижный корончатый сепаратор. Кривошип 5 заменим соосным с кулачком эксцентриковым

валом. Ось вращения эксцентрика смещена от оси вала на величину эксцентриситета еь равную длине кривошипа. Шатун 2 заменим сателлитом, по цилиндрической поверхности которого перекатываются ролики, перемещаясь при этом в радиальном направлении относительно сепаратора. Поэтому гнездо сепаратора должно иметь прямые стенки, а радиальная толщина гнезда сепаратора должна быть не меньше двух межосевых расстояний е! передачи.

Таким образом, получена структурная схема планетарной передачи К-Н-У с промежуточными телами качения, изображенная на рис. 3. В ней движение водила Н преобразуется посредством роликов 3, уложенных в сепаратор 4, во вращательное движение зубчатого колеса 1 в форме кулачка. Угловая скорость зубчатого колеса отличается от угловой скорости ведущего вала с эксцентриком. Соотношение угловых скоростей ведущего и ведомого звеньев зависит от количества роликов, которые определяют величину передаточного отношения.

Сделав подвижным звено 1 в схеме рис. 3 и считая зацепление однопарным, определим число степеней свободы полученного механизма:

W = Зп - 2p5-p4 = 3-5 - 2-4 - 3 = 4,

где п = 5 - число подвижных звеньев передачи; p5 = 4 -число кинематических пар V класса; p4 = 3 - число кинематических пар IV класса.

Исключив местные подвижности - возвратно-поступательное движение ролика 3 относительно звена 4 и вращение ролика относительно собственной оси - имеем число степеней свободы, равное двум. Таким образом, при подвижных зубчатом колесе 1 и корончатом сепараторе 4 механизм нужно рассматривать как дифференциальный, из которого может быть получен планетарный редуктор. Ведомым звеном может быть или зубчатое колесо, если заторможен сепаратор, или ведомый вал, связанный с сепаратором, если заторможено зубчатое колесо.

Рис. 3. Структурная схема планетарных передач К-Н-У с промежуточными телами качения

Исследуемые передачи передают движение в плоскости. Реакции в осевом направлении минимальны, носят случайный характер и не влияют на основное назначение механизмов, поэтому данные механизмы можно рассматривать как плоские. Их общее число степеней свободы складывается из основной подвижности W0 и местных подвижностей Wм. В механизме с неподвижным зубчатым колесом (или сепаратором) число основных подвижностей равно единице, а каждый ролик дает две местных подвижности. Тогда, если число роликов равно пр, общее число местных подвижностей равно 2пр. Исходя из этого, число степеней свободы механизма определится:

W = Wo + Wм = 1 + 2Пр. (1)

Для плоских механизмов число избыточных связей может быть подсчитано по формуле П.Л. Чебышева

q = W - 3п + 2р5 + р4,

где р5 = 3 - число низших кинематических пар (1-Н, Н-2, 4-1); р4 = 3пр - число высших кинематических пар, в которые входит каждый ролик (2-3, 1-3, 3-4); п = 3 + пр - число подвижных звеньев.

Тогда с учетом выражения (1) число избыточных связей определится как q = W - 3п + 2р5 + р4 = 1 + 2пр -- 3(3 + пр) + 2-3 + 3пр = 2(пр - 1).

Так как получено q Ф 0, то исследуемые планетарные передачи являются статически неопределимыми.

Выводы

Рассматриваемая структура обладает рядом преимуществ, среди которых простота конструкции по сравнению с другими планетарными редукторами. Например, в отличие от внецентроидных цевочных механизмов, в этой схеме передача механической энергии на ведомый вал существенно упрощается. Ввиду малого количества деталей, свободной установки роликов и простоты их формы упрощается изготовление и последующая сборка механизма.

Такие передачи являются статически неопределимыми. Если считать такие передачи как плоские, так как реакции в осевом направлении носят случайный характер и не влияют на основное назначение механизма, то число избыточных связей равно 2(пр - 1).

Литература

1. Кожевников С.Н. Основания структурного синтеза механизмов. Киев, 1979.

2. Решетов Л.Н. Самоустанавливающиеся механизмы: справочник. М., 1979.

3. Шанников В.М. Планетарные редукторы с внецентроид-ным цевочным зацеплением. М., 1946.

Поступила в редакцию 1 октября 2008 г.

Ершов Юрий Васильевич - канд. техн. наук, старший преподаватель кафедры «Основы конструирования машин» Южно-Российского государственного технического университета (Новочеркасского политехнического института). Тел. (8-863-52)5-54-12.

Киреев Сергей Олегович - докт. техн. наук, профессор кафедры «Основы конструирования машин» Южно-Российского государственного технического университета (Новочеркасского политехнического института). Тел. (8-863-52)5-54-12.

Ковалев Виктор Николаевич - канд. техн. наук, доцент кафедры «Основы конструирования машин» ЮжноРоссийского государственного технического университета (Новочеркасского политехнического института). Тел. (8-863-52)5-54-12._