Предлагается объединение вариатора, планетарной дифференциальной передачи, а также управляющего механизма в одно устройство, что дает упрощение конструкции вариатора наряду с расширением диапазона изменения передаточного отношения. Такое устройство может быть использовано в качестве бесступенчатой коробки передач в приводе механизмов и машин.

Вариатор выполнен в виде планетарной дифференциальной передачи типа 2К-Н, а вместо зубчатого зацепления применяется фрикционное (рис.1).

Рисунок 1 – Эскиз планетарного дифференциального вариатора

Планетарный дифференциальный вариатор (рис.1) состоит из центрального ведущего конуса 1, ведомого конусного колеса 2, ролика-сателлита 3, выполненного из фрикционного материала и установленного на подвижной оси 4 с возможностью осевого перемещения вдоль оси, которая в свою очередь имеет возможность перемещаться относительно водила 5. Центральный конус 1 установлен соосно с конусным колесом 2 посредством подшипника 6, и с водилом 5 посредством подшипника 7. Подвижные оси 4 на концах имеют ролики 8, которые могут перемещаться по направляющим кулисы 9. Кулиса 9 с одной стороны посредством шарнира 10 крепиться к водилу 5, а с другой стороны имеет нажимные лапки 11, взаимодействующие с нажимным подшипником 12. Прижатие лапок 11 к нажимному подшипнику 12 осуществляется пружинами 13, соосно установленных на подвижных осях 4. С нажимным подшипником 12 с другой стороны взаимодействует рычаг 14. На водиле 5 установлен шкив 15. Рабочие поверхности центрального конуса 1 и конусного колеса 2 могут быть покрыты фрикционным материалом.

При многоступенчатом исполнении к конусному колесу 2 (рис. 2а) присоединяется дополнительный ведущий конус 15, дополнительный ведомый конус 16, ролики-сателлиты 17 и дополнительное водило 18. Или возможно многоступенчатое исполнение (рис. 2б), когда ведомое  конусное колесо 2 одновременно выполняет роль центрального конуса второй ступени и передающее вращение  дополнительному ведомому конусному колесу 19 через дополнительные ролики сателлиты 20, оси которых крепятся к дополнительному  водилу 21,  установленному соосно центральному конусу 1 и водилу 5. Рисунок 2 – Варианты многоступенчатого исполнения планетарного дифференциального вариатора: а) с последовательным соединением ступеней, б) с параллельным исполнением ступеней.

Планетарный дифференциальный вариатор может работать в двух режимах: в режиме бесступенчатого изменения скорости вращения ведомого конусного колеса 2 при остановленном шкиве 15 и в дифференциальном режиме, когда вращение передается дополнительно на шкив 15.

В первом случае вращение от ведущего центрального конуса 1 передаётся посредством фрикционных роликов-сателлитов 3 конусному колесу 2. При этом шкив 15 и соответственно водило 5 остановлены, под действием силы упругости пружин 13 ролики находятся в наибольшем удалении от водила 5, в этом положении обеспечивается наибольшее значение передаточного отношения  от ведущего конуса 1 к конусному колесу 2. При смещении нажимного подшипника 12 влево посредством рычага 14 кулисы 9 отклоняются в ту же сторону, увлекая за собой ролики 8 вместе с подвижными осями 4 и роликами-сателлитами 3, сжимая пружины 13. При этом передаточное отношение u₁₂   плавно уменьшается до значения D_max/d_min , тем самым скорость вращения конусного колеса 2 плавно возрастает. Плавное увеличение передаточного отношения u₁₂ происходит в обратном порядке.

Во втором дифференциальном режиме работы вращение от ведущего центрального конуса 1 передается посредством фрикционных роликов-сателлитов 3 конусному колесу 2 и одновременно через оси 4 водилу 5 и соответственно шкиву 15. При этом передаточное отношение определяется из зависимости где n₁, n₂, n₅ – частота вращения соответственно центрального конуса 1, конусного колеса 2 и водила 5.

Возможен и третий режим работы, когда заторможено конусное колесо 2 и вращение от центрального конуса 1 через ролики-сателлиты 3 и оси 4 передается непосредственно на водило 5 и шкив 15. В этом случае при перемещении посредством рычага 14 влево нажимного подшипника 12, кулис 9, роликов 8, осей 4 и роликов-сателлитов 3 передаточное отношение будет плавно изменяться от  до

Предлагаемый планетарный дифференциальный вариатор реверсивный, и может использоваться для бесступенчатого изменения передаточного отношения в коробках передач приводов механизмов и машин. Как отмечалось выше, для расширения диапазона регулирования скорости вращения валов планетарного дифференциального вариатора он может быть выполнен многоступенчатым по последовательной (рис.2, а) или параллельной (рис.2, б) схемам, однако при таких исполнениях формулы для определения передаточного отношения будут несколько другие, нежели приведенные в статье.

Характерной особенностью функционирования планетарных передач является нагружение выходного вала значительной по величине радиальной силой (P), которая зависит от передаваемого крутящего момента (T), силы тяжести машины, приходящейся на ведущие колёса, их ударов в дорожные препятствия, для гусеничных машин – статического натяжения гусениц и, в связи с этим, носит переменный характер. Под действием радиальной силы происходят деформации деталей корпуса бортового редуктора, опор валов и в результате этого взаимные отклонения зубчатых колёс в торцовой, общей нормальной и общей касательной плоскостях, что сказывается на характере нагруженности  зубьев колёс и должно учитываться при проектировании.

Одним из важнейших критериев работоспособности зубчатых колёс бортовых редукторах является ресурс их работы. Выбор оптимальных параметров зубчатых колёс возможен при условии правильного определения эквивалентных чисел циклов перемены напряжений в зубьях с учетом переменного характера окружных усилий в зацеплениях, переменного характера распределения нагрузки по ширине венцов и переменного характера неравномерности нагружения сателлитов.

Установление влияния указанных факторов с учетом существующих между ними связей на величины контактных напряжений и напряжений изгиба зубьев обуславливает комплексный характер решаемой задачи. Для её решения необходима разработка математической модели, описывающей состояние объекта исследования с учетом внутренней структуры и взаимосвязей между структурными составляющими.

На основании анализа методов расчета зубчатых колес передач на выносливость [1, с. 3, 5], а также методов определения распределения нагрузки по ширине венцов и неравномерности нагружения сателлитов планетарных передач [2, с.88] принимается, что напряжения в зубьях зависят от следующих основных факторов: нагрузок, действующих на передачу (внешних); нагрузок, действующих на детали (внутренних); деформаций деталей; перекосов и смещений деталей; распределения нагрузок по ширине венцов и неравномерности нагружения сателлитов. Связи между факторами устанавливаются применительно к планетарной передаче типа 2К-Н бортового  редуктора, представленного на рисунке 1. В таком редукторе солнечная шестерня является быстроходным (ведущим) валом эпициклическая шестерня выполнена в картере, а на вал водила устанавливается ведущее колесо.

Конструкция планетарной передачи типа 2К – Н бортового редуктора транспортно-технологической машины: 1 – солнечная шестерня; 2 – эпициклическая шестерня; 3 – сателлит; 4 – водило; 5 – картер; 6 – крышка картера.

Рисунок 1.

К числу внешних нагрузок, действующих на бортовой редуктор, относятся крутящий момент на ведущем валу Т и радиальная сила P, нагружающая водило, являющиеся случайными функциями времени t. Схема перекосов и смещений зубчатых колес планетарной передачи при нагружении водила радиальной силой представлена на рисунке 2. Для разработки методики, учитывающей названные факторы необходимо рассмотреть процесс формирования контактных напряжений в полюсах зацеплений и напряжений изгиба зубьев [3].

Внешние нагрузки Т и P_h приводят к возникновению в бортовом редукторе внутренних нагрузок – окружных и радиальных сил. Так, окружными силами нагружаются солнечная шестерня , сателлиты – , эпициклическая шестерня –  и водило –  (связи 1, 2, 3, 4). Окружные силы  приводят к деформациям скручивания солнечной шестерни  (связь 5). В результате неравных окружных сил   происходит перемещение зубчатого венца плавающей солнечной шестерни в торцовом сечении (связь 6), при этом она может перекашиваться относительно продольной оси передачи на некоторый угол γ_a. Под действием окружных сил  возникает деформация взаимного смешения щек водила ∆_д (связь 7).

Схема перекосов зубчатых колес планетарной передачи типа 2К-Н бортового редуктора при нагружении водила радиальной силой: А – нагрузки, действующие на водило; Б – перекосы колес; 1,5,6 – зубчатые венцы солнечной шестерни, сателлита и эпициклической шестерни соответственно; 2 – водило; 3 – крышка картера; 4 – картер.

Рисунок 2.

Разработанная блок-схема алгоритма расчета формирования контактных напряжений и напряжений изгиба зубьев в такой  передаче представлена на рисунке 3.

Схема формирования контактных напряжений и напряжений изгиба зубьев планетарной передаче типа 2К-Н бортового редуктора

Рисунок 3. Блок-схема расчета  контактных напряжений

В результате действия радиальной силы P_h нагружается картер и крышка картера радиальными силами, соответственно Р₁, и Р₂ (связи 9, 10). Эти силы вызывают перемещения опор водила в картере ∆₁, и крышке картера ∆₂ (связи 11, 12). Причиной таких перемещений являются деформации деталей (картера, крышки картера и установленных в них подшипников), радиальные зазоры в подшипниках, а также между их обоймами и сопрягаемыми деталями. При этом водило перекашивается на угол γ_h (связи 13, 14), вместе с ним на угол γ_дh  перекашиваются сателлиты (связь 15). Радиальная жесткость картера и крышки картера, как правило, не равны между собой, также не равны расстояния между серединной плоскостью сателлитов и опорами водила. Поэтому при перекосах водила на угол γ_h происходит смещение сателлитов в торцовом сечении на величину  l_д (связь 16). Под действием радиальной силы, нагружающей картер P_h, происходит его радиальная деформация ∆₃(связь 17), которая приводит к перекосу эпициклической шестерни на угол  γ_в (связь 16), а также смещению эпициклической шестерни в торцовом сечении на величину l_в (связь 19).

На распределение нагрузки по ширине венцов в зацеплении солнечной шестерни с сателлитами   влияют: угол перекоса солнечной шестерни γ_а, деформация скручивания солнечной шестерни ω_а, угол перекоса сателлитов γ_д∆    от деформации взаимного смещения щек водила, углы перекосов сателлитов γ_Т∆, эпициклический шестерни γ_Тв и водила γ_Тh   в результате отклонений размеров деталей от номинальных значений, а также отклонения зубьев солнечной шестерни γ_Fa, сателлитов γ_Fд   и эпициклической шестерни γ_Fв   от заданного направления (связи 20, 21,22, 23, 24). На распределение нагрузки по ширине венцов в зацеплении эпициклической шестерни с сателлитами  влияют: угол перекоса сателлитов γ_д∆ от деформации взаимного смещения щек водила, угол перекоса сателлитов с водилом γ_дh угол перекоса эпициклической шестерни γ_в от радиальной деформации картера, углы перекосов сателлитов γ_Тд эпициклической шестерни γ_Тв и водила γ_Тh в результате отклонений размеров деталей от номинальных значений, а также отклонения зубьев солнечной шестерни γ_Fa, сателлитов  γ_Fд  и эпициклической шестерни γ_Fв от заданного на­правления (связи 25, 26, 27, 28, 29). На неравномерность нагружения сателлитов Ω влияют: их смещение l_д торцовом сечении с водилом, смещение эпициклической шестерни в торцовом сечении l_в от деформации картера в радиальном направлении, а также начальные боковые зазоры ∆_i в зацеплениях солнечной и эпициклической шестерен с сателлитами (связи 30, 31, 32).

На величины контактных напряжений в полюсе зацепления и величины напряжений изгиба зубьев колес планетарной передачи влияют окружные силы, распределение нагрузки по ширине венцов и неравномерность нагружения сателлитов. Поэтому напряжения σ_H и σ_F рассматриваются зависящими от следующих параметров:

- для зубьев солнечной шестерни

(связи 33, 34, 35);

-  для зубьев сателлитов в зацеплении с солнечной шестерней

(связи 36, 37, 38);

- для зубьев сателлитов в зацеплении с эпициклической шестерней

(связи 39, 40, 41);

- для зубьев эпициклической шестерни

(связи.42, 43, 44).

Для расчета зубьев колес планетарных передач бортовых редукторов с учетом влияния, оказываемого крутящим моментом и радиальной силой, нагружающей водило, на величины напряжений в зубьях требуется математическое описание каждой из установленных связей. В том числе необходимо уточнение связей 9-19, 26, 27, 30, 31, 35, З8, 40, 41, 43, 44 с учетом влияния, оказываемого радиальной силой. Для этого необходимо дальнейшее проведение теоретических и экспериментальных исследований.

Одной из тенденций совершенствования конструкций современных колёсных и гусеничных транспортно-технологических машин является повышение их быстроходности и проходимости при обеспечении заданной грузоподъёмности и собственной массы. Обеспечение таких эксплуатационных свойств связано с решением при конструировании противоречивых задач и достигается поиском принципиально новых конструкторских решений в части выбора более рациональных кинематических схем, оптимизации конструкций деталей, а также применением материалов с более совершенными свойствами [4, 5].