Лекція 16 планетарні механізми

Ці механізми є окремим випадком диференціальних механізмів. Якщо в диференціальному ме­ханізмі одне з центральних коліс зробити нерухомим, одержимо планетарний механізм. На рис. 16.1, б (см. прошлую лекцию) колесо 1 закріплено неру­хомо. Число ступенів вільності такого механізму

Рис.16.1

Отже, у такому механізмі досить мати одну початкову ланку. Для планетарного механізму також справедлива формула Вілліса. У даному випадку, коли , вона набуває вигляду

(16.1)

Розділивши у формулі (11.11) чисельник і знаменник на , після відповідних перетворень одержимо

(16.2)

де для зовнішнього зубчастого зачеплення при нерухомих осях коліс

Рівняння (16.2) можна записати ще так:

(16.3)

тобто для планетарних механізмів із круглими колесами сума передаточних відношень при різних зупинених ланках завжди дорівнює одиниці.

Планетарні механізми широко використовуються в зубчастих редукторах як механізми для виконання складного руху ро­бочих органів машин, наприклад, для обертання лопаток мішалок, приводів шпинделів бавовнопрядильних машин тощо.

Синтез планетарних механізмів

Розв'язання задачі синтезу планетарних механізмів можна поділити на два етапи:

1. Вибір схеми планетарного механізму;

2. 2) Вибір чисел зубів, що забезпечують задане передаточне відношення. Вибір схеми планетарного механізму

Одне й те саме переда­точне відношення можна одержати різними за схемами ме­ханізмами, що можуть значно відрізнятися своїми ККД, масою, габаритами та іншими властивостями. У загальному випадку вибір схеми можна виконати тільки детальним порівнянням різних варіантів. Проте деякі загальні рекомендації щодо вибору схеми планетарної передачі можна дати, розглянувши приклад простих схем чотириланкових механізмів, що зображені на рис. 16.2.

За знаком передаточного відношення в оберненому русі всі показані передачі поділяють на передачі з від'ємним (рис. 16.2а,б) і додатним (рис. 16.2, в,г) значенням .

Рис.16.2

Передачі типу в і г забезпечують однакові передаточні відношення й відрізняються між собою тільки конструктивною наявністю в типі в тільки зовнішніх зачеплень, а в типі г — тільки внутрішніх. При цьому діапазон передаточних відношень, що за­безпечуються цими типами передач, теоретично безмежний. На­справді, якщо підібрати відношення чисел зубів так, щоб загальне передаточне відношення було близьким до одиниці, переда­точні відношення або будуть прямувати до нуля, а переда­точні відношення або — до нескінченності.

Діапазони передаточних відношень передач типу а і б досить близькі між собою й визначаються габаритами передачі та кон­структивними міркуваннями.

Слід зазначити, що при малих значеннях передаточного відношення передач типу в і г їх ККД буде дуже малим, а для випадку, коли передача здійснюється від колеса до водила, може бути самогальмування. Отже, використання передач типу в і г в силових потужних редукторах недоцільне.

У тому випадку, коли задане передаточне відношення не входить в інтервали передач типу а і б, необхідно використову­вати складніші планетарні передачі або встановлювати кілька послідовно з'єднаних передач.