Планетарных механизмов

б°. В планетарных механизмах ведущим звеном может быть как центральное колесо, так и водило Н. В том случае, когда ведущим звеном является колесо / (рис. 14.9, а), мощность Рг на этом колесе представляет собой мощность движущих сил, в то время как мощность Рн сил производственных сопротивлений снимается с водила Н и рапна

В планетарных механизмах передача энергии от ведущего вала к ведомому осуществляется как в переносном, так и в относительном движениях звеньев. В результате вращения звеньев вокруг центральной оси с угловой скоростью со/у водила (переносное движение) возникают потери энергии, обусловленные трением в опорах центральных звеньев, а также потери на перемешивание и разбрызгивание масла. Этими потерями обычно пренебрегают.

смежных сателлитов при равномерном расположении последних. В планетарных механизмах, для которых /с :?: 3, условие (21,24) удовлетворяется, как правило, всегда. При числе сателлитов \с > 3 это условие накладывает ограничения на верхний предел передаточного отношения, которое может быть реализовано механизмом.

вавшись методом Виллиса. Обозначив генератор волн индексом Н (водило в планетарных механизмах), определим передаточное отношение обращенной передачи, учитывая внутреннее зацепление колес:

следовательное соединение нескольких пар единичных зубчатых колес (рис. \5.2,а,б). Имея схему передачи и зная числа зубьев или радиусы начальных окружностей колес rwi, можно определить общее передаточное отношение такого редуктора аналитически или графически. Для колес без смещения, которые обычно используют в планетарных механизмах, начальные окружности совпадают с делительными, т. е. Гда=г,-.

1. Во всех планетарных механизмах оси вращения центральных колес и водила должны совпадать. Например, для механизма по схеме 1 (табл. 20.1) условие соосности выразится уравнением

Силы в зацеплении и расчет зубьев на прочность. Определение сил и моментов сил в планетарных механизмах производится по условию равновесия отдельных звеньев. Для выполнения силового расчета должны быть известны внешний момент на входном или выходном валах механизма, геометрические

больших размеров, чем больше значение q. После определения параметров лл, rk, гг, г3 подбор чисел зубьев производится гак же, как и в передаточных планетарных механизмах.

следовательное соединение нескольких пар единичных, зубчатых колес (рис. 15.2, а, б) . Имея схему передачи и зная числа зубьев или радиусы начальных окружностей колес rwi, можно определить общее передаточное отношение такого редуктора аналитически или графически. Для колес без смещения, которые обычно используют в планетарных механизмах, начальные окружности совпадают с делительными, т. е. г!В,-=г/.

7.13. В зубчатых планетарных механизмах (рис. 7.16, а, б, в) модули всех колес одинаковы; колесо 3 неподвижно; для колес / и 2 количество зубьев: Zi = 36 и z2 = 24. Передаточное отношение от колеса к водилу для передач, показанных на рис. 7.16, и, в, «IH= 1/15 и для передач, изображенных на рис. 7.16, б, и1Н= 15. Определить число зубьев колес г^ и г3, выяснить возможность и кинематическую выгодность осуществления каждой из полученных передач.

6°. В планетарных механизмах ведущим звеном может быть как центральное колесо, так и водило Н. В том случае, когда ведущим звеном является колесо 1 (рис. 14.9, а), мощность Pt на этом колесе представляет собой мощность движущих сил, в то время как мощность Рн сил производственных сопротивлений снимается о водила Н и равна

т. е. для планетарных механизмов с круглыми колесами сумма передаточных отношений при различных останавливаемых звеньях всегда равна единице.

Полученные формулы являются приближенными формулами для определения коэффициента полезного действия планетарных механизмов. Для большинства механизмов указанные формулы дают значения коэффициента полезного действия, незначительно отклоняющиеся от действительных величин, за исключением тех механизмов, для которых передаточное отношение «^ в обращенном движении близко к единице. В этом случае передача

Рассмотрим вопрос о том, какие передаточные отношения могут быть воспроизводимы указанными передачами. Для этого воспользуемся формулами для передаточных отношений планетарных механизмов, выведенными в § 33,

Формулы для определения передаточных отношений типовых планетарных механизмов

На рис. 18 показаны схемы простейших планетарных механизмов с тремя (рис. 18, а) и четырьмя (рис. 18, в) основными звеньями. Эти механизмы по числу основных звеньев называют соответственно трехсвенными и четырехзвенными. Так как рассматриваемые меха-

Все многообразие планетарных механизмов подразделяют на простые и замкнутые передачи и дифференциалы. Основой для получения как простых, так и замкнутых планетарных передач любой степени сложности служат, как правило, трехзвенные диф-

§ 1. КИНЕМАТИКА ПЛАНЕТАРНЫХ МЕХАНИЗМОВ

Кинематическое исследование планетарных механизмов в общем случае сводится к определению угловых скоростей звеньев, а для простых и замкнутых планетарных передач, кроме того, к установлению величины и знака передаточного отношения. Известны несколько способов исследования кинематики таких механизмов,

Приведенный выше метод является универсальным, так как он применим к замкнутым планетарным механизмам практически любой степени сложности. Необходимо также подчеркнуть, что при использовании формул для определения величин передаточных отношений и угловых скоростей звеньев планетарных механизмов особое внимание следует уделять знакам этих величин.

§ 2. СТАТИКА ПЛАНЕТАРНЫХ МЕХАНИЗМОВ

Моменты трения в опорах центральных звеньев планетарных механизмов при равномерном расположении осей сателлитов по окружности диска водила и равномерном распределении нагрузки между