Содержание к диссертации
Введение
1. Состояние вопроса и задачи исследований 11
2. Обоснование положений теорий оптимального проектирования передаточных механизмов 2.1. Классификация механизмов, рассмотренных в работе 18
2.2. Метод «половинного шага» для решения систем нелинейных алгебраических уравнений 20
2.3. Постановка первой задачи оптимизации комплектов сменных элементов и построения структурных сеток для многосвязных коробок передач 23
2.4. Метод «перемещающихся стрелок» для решения первой задачи 25
2.5. Дополнительные ограничения, наложенные на коробку передач от применения связанных шестерён 34
2.6. Постановка задачи структурно-кинематического синтеза механизмов сверхмедленных перемещений 36
3. Построение оптимальных структур механизмов со сменными элементами 40
3.1. Классификация механизмов со сменными элементами 41
3.2. Построение структурных сеток для механизмов со сменными элементами
3.3. Оптимальные комплекты сменных элементов для разных механизмов 51
3.4. Сравнение различных механизмов со сменными элементами 110
4. Структурно-кинематический синтез коробок передач со связанными шестернями 125
4.1. Общие вопросы применения связанных шестерен 128
4.2. Механизмы с одной связанной шестерней 165
4.3. Механизмы с двумя связанными шестернями 178
4.4. Синтез коробок передач с тремя и более связанными шестернями 207
4.5. Многосвязные коробки с цилиндроконическими передачами 239
4.6. Двойной механизм Нортона 252
4.7. Расчет коробок передач с помощью приложений 253
4.8. Синтез механизмов со связанными шестернями на узловом валу... 263
5. Синтез механизмов сверхмедленных перемещений 272
5.1. Разработка методик расчета кинематических характеристик и синтеза РЗДГШ 274
5.2. Разработка методик расчета кинематических характеристик и синтеза РЗДВГ 280
5.3. Теоретическое и экспериментальное определение коэффициента полезного действия РЗДПП 284
6. Практическое применение полученных результатов ; 293
6.1. Применение оптимальных комплектов сменных элементов 293
6.2. Возможности применения связанных шестерен в станках 299
Общие выводы и заключение 307
Список использованных источников і 309
- Постановка первой задачи оптимизации комплектов сменных элементов и построения структурных сеток для многосвязных коробок передач
- Построение структурных сеток для механизмов со сменными элементами
- Механизмы с одной связанной шестерней
- Разработка методик расчета кинематических характеристик и синтеза РЗДВГ
Введение к работе
Актуальность проблемы. В современных машинах широко используются передаточные механизмы в виде коробок передач и гитар сменных элементов (шестерен, шкивов, звездочек). В связи с отсутствием теории оптимального проектирования механизмов со сменными элементами комплекты сменных элементов в существующих машинах далеки от оптимальных (количество сменных элементов в них завышается до двух раз).
В приводах различных станков, транспортных и других машинах широко распространены дорогостоящие передаточные механизмы в виде коробок передач с зубчатыми колесами. Проведенный анализ показал, что существующие коробки передач в большинстве случаев имеют неоправданно большое число колес и завышенные габариты. Значительного сокращения числа колес, габаритов и улучшения динамических характеристик этих коробок можно добиться применением связанных шестерен.
В приводах машин для реализации медленных перемещений (например, разрывные машины для коррозионно-механических испытаний) требуемые значения скоростей исполнительных органов обеспечиваются последовательным соединением большого числа зубчатых редукторов. Снижение габаритов и массы таких приводов может быть достигнуто применением редукторов с замкнутыми дифференциалами.
В связи с большим объемом производства зубчатых колес снижение их количества в упомянутых выше объектах позволяет обеспечить существенную экономию материальных ресурсов и финансовых средств в машиностроительных отраслях промышленности, что делает проблему оптимизации передаточных механизмов весьма актуальной.
Работа выполнена в рамках общего направления научных исследований кафедры теоретической механики и теории механизмов и машин, кафедры деталей машин и прикладной механики и кафедры металлообрабатывающих станков и комплексов Оренбургского государственного университета по темам «Технико-технологическое совершенствование машин, элементов конструкций и методов их расчета» и «Оптимальный синтез передаточных механизмов» (номер государственной регистрации №01200316419)
Целью работы является расширение возможностей синтеза структурных и кинематических схем многосвязных зубчатых механизмов путем разработки теории оптимального проектирования на основе методов комбинаторики.
Для достижения указанной цели в работе решаются следующие задачи:
-выполнить анализ и разработать классификацию многосвязных зубчатых механизмов;
-обосновать комбинаторный анализ как основной математический аппарат оптимального проектирования многосвязанных зубчатых механизмов;
-разработать методы оптимального проектирования многосвязанных зубчатых механизмов: «метод перемещающихся стрелок» и «метод половинного шага для функций многих переменных»;
-адаптировать методы оптимального проектирования многосвязанных зубчатых механизмов для синтеза передаточных механизмов со сменными элементами, коробками передач со связанными шестернями, механизмов сверхмедленных перемещений;
-разработать практические методы синтеза оптимальных многосвязанных зубчатых механизмов;
-решить практические задачи синтеза оптимальных многосвязанных зубчатых механизмов применительно к станкостроению и оборудованию для проведения экспериментальных исследований.
Объект исследования - обширная группа многосвязных зубчатых механизмов, применяемых в различных отраслях машиностроения, в том числе передаточные механизмы со сменными элементами, коробки передач со связанными шестернями, зубчатые механизмы сверхмедленных перемещений.
Методы исследований - методы теории множеств, комбинаторики, математического анализа, целочисленного нелинейного программирования, методы синтеза передаточных механизмов.
Научная новизна полученных результатов заключается в разработке теории оптимального проектирования многосвязных зубчатых механизмов на основе методов комбинаторики.
В рамках выполненного исследования предложено и выполнено:
-классификация механизмов со сменными элементами с выделением трех основных типов — с постоянными межосевыми расстояниями, с переменными межосевыми расстояниями и комбинированных;
-классификация механизмов со связанными шестернями;
-разработано математическое обеспечение оптимизационного структурно-кинематического синтеза многосвязных зубчатых механизмов, в том числе:
-математическая модель задачи оптимизации структуры передаточных механизмов со сменными элементами (зубчатые колеса, звездочки, шкивы);
-метод «перемещающихся стрелок» для решения задачи оптимизации структуры передаточных механизмов со сменными элементами и механизмов коробок скоростей со связанными шестернями;
-метод «половинного шага для функции нескольких переменных» при решении оптимизационных задач;
-метод построения структурных сеток для многосвязных коробок передач;
-разработан метод структурно-кинематического синтеза зубчатых механизмов для сверхмедленных перемещений;
-разработан метод построения неравномерных структурных сеток для коробок передач;
-получены новые зависимости для определения общего количества равномерных и неравномерных структурных сеток коробок передач;
-предложены новые структурные сетки для механизмов со сменными элементами и связанными шестернями;
-синтезированы новые схемы многосвязных коробок передач и зубчатых механизмов для сверхмедленных перемещений.
Практическая ценность результатов работы заключается:
в синтезе оптимальных комплектов сменных элементов для различных передаточных механизмов;
в выявлении зон целесообразности применения различных механизмов со сменными элементами;
в разработке оптимальных коробок передач с двумя и более связанными шестернями.
Результаты исследований использованы при разработке коробок передач токарных станков-автоматов 1А240, 1265М и 1А290 на Киевском заводе многошпиндельных автоматов, одношпиндельных токарных станков-автоматов моделей 1А225-В и МР505А на Московском станкостроительным заводом им. Серго Орджоникидзе, внедрены в конструкциях стендов для экспериментальных исследований лаборатории «Надежность» АНО «Технопарк ОГУ», а также в курсах лекций по металлорежущим станкам и теории машин и механизмов в учебном процессе Оренбургского государственного университета.
Апробация работы. Основные положения работы представлялись на научно-технических конференциях, семинарах, технических советах: в Уфимском авиационном институте (г. Уфа); в Самарском государственном техническом университете (г. Самара); в специальном конструкторском бюро многошпиндельных
автоматов (г. Киев); на станкостроительном заводе имени Серго Орджоникидзе (г.Москва); в экспериментальном научно-исследовательском институте металлорежущих станков (ЭНИМС) (г. Москва); в центральном экономико-математическом институте АН СССР (г. Москва); в Московском станкостроительном институте (г. Москва); на Оренбургском станкостроительном заводе (г. Оренбург); в Оренбургском государственном университете (г. Оренбург), в Ижевском государственном техническом университете (г.Ижевск).
Публикации. Результаты выполненных исследований освещены в 52 печатных работах, в том числе в 3 монографиях, 9 статьях, опубликованных в центральных научных журналах и изданиях, рекомендованных ВАК РФ, в 12 сборниках докладов международных и российских конференций, в 5 патентах РФ на изобретения.
Структура и объем работы. Работа состоит из введения, шести глав, общих выводов и заключения, списка использованных источников из 210 наименований и приложений. Содержит 407 страниц, в том числе 330 страниц текста, 72 рисунка, 20 таблиц, 77 страниц приложений.
В первой главе настоящей работы приводится состояние вопроса и задачи
исследования.
Во второй главе приводится обоснование положений теорий оптимального проектирования передаточных механизмов. Несмотря на существенное различие передаточных механизмов, к ним можно применить много общих теорий.
В третьей главе раскрывается разработанная теория оптимального проектирования узлов настройки частот вращения со сменными элементами.
Первая задача максимизации числа ступеней при заданном количестве сменных элементов оказалась своеобразной задачей математического нелинейного программирования. Предложенным автором методом «перемещающихся стрелок» первая задача сведена к исследованию функции небольшого числа переменных на максимум. При этом исследовании автор предлагает разработанный им метод «половинного шага» для функции нескольких переменных (метод «половинного шага» для функции одной переменной известен). Предположенный метод значительно упрощает программу расчёта по сравнению с известным методом «скорейшего спуска».
Решение вышеописанной задачи позволило решить вторую задачу - минимизации количества сменных элементов при заданном числе ступеней частот вращения. Для сравнительно простых механизмов эта задача решается с помощью выведенных формул, а в более сложных случаях - с помощью составленных после решения первой задачи таблиц.
Четвёртая глава диссертации посвящена вопросам усовершенствования коробок передач с передвижными блоками шестерен. Создана наиболее универсальная (на сегодняшний день) теория синтеза коробок передач с двумя связанными шестернями. В этой же главе доказана возможность получения «чистого» геометрического ряда (без совпадений и выпадений ступеней) при трёх связанных шестернях. На основе теоретических исследований предложены несколько классов многосвязных коробок передач и разработаны теории их оптимального проектирования.
В конце четвертой главы приводятся некоторые сведения из теории проектирования механизмов со связанными шестернями на узловом валу.
В пятой главе проводятся краткие сведения из теории синтеза механизмов сверхмедленных перемещений. С участием автора впервые разработана теория структурно-кинематического синтеза механизмов с замкнутым дифференциалом для получения сверхмедленных перемещений.
Шестая глава посвящена практическому применению полученных результатов. Разработанная теория оптимального проектирования узлов настройки частот вращения со сменными элементами может быть использована для нахождения оптимальных наборов концевых мер и щупов, для нахождения оптимальных чисел витков трансформаторов с отпайками и в других случаях.
В настоящее время задача оптимального проектирования узлов настройки со сменными элементами решается трудоёмким методом «проб и ошибок». Этот метод очень редко приводит к оптимальному решению. Расчёты показывают, что количество сменных элементов в существующих станках и элементов в стандартных наборах концевых мер и щупов превышает оптимальные числа в два и более раза. Задача оптимизации (перебором всех возможных вариантов) не под силу
даже самым современным ЭВМ. Практическое решение задачи стало возможным благодаря методу «перемещающихся стрелок».
В приложениях приведены передаточные механизмы с двумя и более связанными шестернями на промежуточном и узловом валах, многосвязные механизмы с цилиндроконическими передачами и двойные механизмы Нортона.
Результаты работы внедрены на Киевском заводе многошпиндельных станков-автоматов и Московском станкостроительном заводе имени Серго Орджоникидзе.
Автор с Благодарностью вспоминает своих бывших руководителей А.Л. Воронова и М.К. Клебанова. Особую благодарность автор выражает научному консультанту А.П. Фоту, с которым написаны почти все последние работы автора в области проектирования передаточных механизмов.
Постановка первой задачи оптимизации комплектов сменных элементов и построения структурных сеток для многосвязных коробок передач
На практике часто возникает такая задача. Имеется множество каких-то сменных элементов с фиксированным их числом. Поочередно применяя разные сменные элементы, мы получаем выходную последовательность {#,.}. Выходная последовательность должна быть достаточно плотной, т.е. разница между любыми соседними числами N не должна превышать определенное заданное число. Требуется найти такие числа сменных элементов, которые обеспечивали бы максимум целевой функции, равной разнице между максимальным и минимальными числами N . К указанной задаче математического программирования (назовем ее первой задачей) сводится оптимизация комплектов сменных шестерен, шкивов и звездочек, наборов концевых мер и щупов, оптимизация трансформаторов с отпайками, построение структурных сеток для многосвязных механизмов с одинаковыми межосевыми расстояниями, оптимизация наборов гирь при наложении ограничений на количество использованных гирь при каждом взвешивании и т.д.
Сформулируем более общую постановку первой задачи. Потребуем, чтобы неравенство (2.8) выполнялось не на всем диапазоне, а лишь на его участке, т.е. Nul-Nk l(k = t,...,m). (2.10) Теперь целевой функцией будет не выражение (2.9), а U = Nm-Nr (2.11) В этом случае допускаются пробелы на других участках последовательности [N], а просто используется достаточно плотная часть этой последовательности. Числа «т» и «t» могут совпасть с числами Qui.
На практике почти всегда возникает не первая задача (назовем ее обратной задачей), а вторая (прямая задача минимизации количества сменных элементов при заданных числах Nm и N,). Вторая задача намного сложнее и может быть решена только после решения первой. 2.4 Метод «перемещающихся стрелок» для решения первой задачи Первая задача оптимизации поставлена давно и в настоящее время решается трудоемким методом «проб и ошибок». Для решения задач подобного характера автор разработал метод, который можно назвать методом «перемещающихся стрелок». Суть метода заключается в следующем. Из последовательности {а} получим другую последовательность {в}, где в1 = а,;в,. = ai -ам (/ = 2,3,..., ), (2.12) что означает отображение области Тч в область Рч q - пространства. Очевидно из {в} легко обратно получить {а}. Я/=2 Л = 1 2,..., ?). (2.13) Назовем {в}, а в силу (2.13), и {а} оптимальными {в]опт и {а}опт, если в Д разность U = Nm -Nr максимальна, где/ - область значений {N}.
Расположим члены последовательности (2.12) между элементами последовательности (2.13) и стрелками укажем, какие из (2.13) взяты для получения некоторого элемента Nk последовательности (2.7). «1 а1 аъ- «4 аЧ-2 Vl аЧ вх в2 в3 e4 eg_2 eq_, eq . (2.14) Тогда получению различных элементов Nk соответствует перемещение стрелок. Согласно (2.6) две стрелки не могут совпасть.
Действительно, перемещая одну из стрелок (aj3) через всю первую группу, получим несколько членов последовательности {/VJ без нарушения условия (2.8). Величина Nk при этом изменится на сумму всех чисел первой группы.
Доказательство. Допустим, что числа какой-либо группы, кроме последней, расположены в нескольких местах {в}. Тогда из выражений (2.17), (2.18) видно, что это приводит к резкому уменьшению чисел «в» последующих групп. Такая последовательность {е} не оптимальна. Числа последней группы вообще не могут быть разбиты на два участка, так как они «мешают проникнуть» стрелкам из крайних положений в другие группы. Второе свойство доказано.
Если \п - М\ 2, то до некоторого значения q = cjhp справедливо второе свойство, а при больших q Wonm=i,n,...iU т.е. каждая группа, кроме последней, разбита на два участка. Доказательство этого утверждения представляет только теоретический интерес, так как указанный случай в станках не применяется. 3- свойство. При достаточном большом q в последовательности {в}тт имеется столько групп, сколько элементов в операторе (2.6) .
Доказательство. Допустим, что число групп меньше L. Тогда для соблюдения ограничений (2.8) придется опускать последнюю группу, куда входят самые большие числа «в». Такая последовательность не оптимальна.
Теперь допустим, что число групп больше L. Тогда если какая-либо стрелка находится в последней группе, то в одной из предыдущих групп не окажется стрелки. При этом нарушается условие (2.8). Свойство три доказано.
Построение структурных сеток для механизмов со сменными элементами
В известной литературе встречается структурная сетка только для самого простого механизма - для двухвалового механизма с постоянным межосевым расстоянием (рисунок 3.2, а).
Структурная сетка, изображенная на рисунке 3.4, одновременно является и диаграммой частот вращения. Однако, во многих станках принимается пара сменных шестерен с Ui=l . В результате этого пропадает одна ступень частот вращения, так как переворачивание этой пары шестерен не дает новой ступени частот вращения.
Ряд частот вращения, обеспечиваемый заданным комплектом сменных шестерен, для этих механизмов может быть определен не только расчетным путем, но и построением структурной сетки (рисунок 3.5). Структурная сетка (она же и картина частот вращения) строится следующим образом. Сначала проводятся лучи всех передач комплекта между I и II валами, затем из точек пересечения этих лучей со II валом проводятся лучи всех тех же передач, кроме того, от конца которого они проведены, так как передача, соответствующая этому лучу, уже использована между I и II валами. Для исследования сетки на совпадение и выпадение скоростей достаточно начертить рисунок 3.5, б. Для этого от конца луча I - группы передач проводятся только лучи с передаточными отношениями, более близкими к единице. Эта сетка имеет «недостроенный» вид. Нижняя половина этой сетки будет симметрична построенной верхней.
Для настройки механизма нужно выбрать наилучшие пути получения всех ступеней (рисунок 3.5, в), руководствуясь требованиями ко всем множительным механизмам. Действительно, для сокращения радиальных габаритов механизма (из условий прочностного расчета) структурная сетка должна быть «веерообразной». Заметим, что на структурной сетке рисунок 3.5 многие ступени частот вращения выпадают, т.е. сетка не допустима. Для построения оптимальных структурных сеток для этих механизмов нужно решить первую задачу оптимизации с оператором (3.4). Этими вопросами мы займемся в последующих параграфах.
Посадочные места всех четырех валов делаются одинаковыми, что позволяет значительно увеличить количество ступеней частот вращения.
Сокращенная структурная сетка для четырехвалового механизма (рисунок 3.6) строится аналогично трехвалового. Отличие состоит в том, что между валами III и IV дополнительно нужно проводить некоторые лучи с передаточными отношениями, менее близкими к единице. Это позволяет получить те ступени частот вращения, которые как - будто выпадают при построении сокращенной структурной сетки по методике трехвалового механизма (эта ступень показана пунктирной стрелкой на рисунке 3.6).
Теперь общее передаточное отношение как бы состоит из двух передаточных отношений. Структурная сетка (рисунок 3.7) строится следующим образом. К валам I и II добавляется фиктивный вал Ф. Сначала между валами I и II проводятся все лучи, изображающие djX dx. Затем из точек пересечения этих лучей с валом
Диапазон регулирования частот вращения двухвалового механизма явно недостаточен для универсальных автоматов и полуавтоматов. Поэтому в большинстве станков применяются трехваловые и четырехваловые механизмы со сменными элементами.
Стрелка ay/ может пробежать I - группу два раза подряд: в одну сторону -со знаком плюс перед ajj и в другую сторону - при знаке минус. Следовательно, каждый элемент второй группы примерно в два раза больше суммы элементов I группы. Но II — группа состоит всего из одного элемента, так как в противном случае получим NQ -NQ_X 1, что противоречит условию (2.8).
В первом случае получим большее значение в , но II - группа состоит всего из одного элемента. Поэтому невозможно определить, какой из порядков групп дает большее значение целевой функции. В связи с этим исследуем оба порядка групп.
Механизмы с одной связанной шестерней
Проектирование односвязных механизмов (рисунок 4.2,6) мало отличается от проектирования механизмов без связанных шестерен. В основном этим объясняется широкое распространение этих механизмов в машинах.
Из формулы (4.31) видно, что применение одной связанной шестерни не накладывает никаких ограничений на структурную сетку, так как эта формула не содержит чисел клеток структурной сетки. Значит можно получить любой ряд частот вращения, в том числе и геометрический. Однако существование самой формулы (4.31) говорит о наложении одного дополнительного ограничения на механизм. Это ограничение может быть наложено: 1) на соотношение суммарных чисел зубьев «у», если свободно выбираются U , и U", т.е. не-накладывать ни каких ограничений на диаграмму частот вращения; 2) на передаточное отношение U7 , если свободно выбираются у и UJ; 3) на передаточное отношение U1 , если свободно выбираются у и и" . Последние два случая являются одним ограничением на диаграмму частот вращения.
Большинство конструкторов проектируют односвязный механизм в следующем порядке: 1) строят структурные сетки как для механизмов без связанных шестерен и выбирают наилучшую сетку; 2) строят диаграмму частот вращения как для механизмов без связанных шестерен; 3) делают прочностной расчет передач I и II - группы и определяют межосевые расстояния и диаметры шестерен в предположении, что нет связанных шестерен; 4) просматривают, какие ведущие шестерни II группы ближе всего подходят к ведомым шестерням I - группы по диаметру (или числу зубьев, так как модули двух групп передач одинаковы); 5) приравнивают эти диаметры (или числа зубьев) увеличив меньший диаметр до большего и пересчитывают одно из межосевых расстояний.
Автор ничего не имеет против такой методики и предлагает выбирать оптимальный вариант связывания именно по такой схеме. Напомним, что число вариантов связывания по формуле (4.28) получается равным Ксв=К-С )-С%)=К-Р -Р . (4.32) Наилучшей сеткой для односвязного механизма, как правило, является наилучшая структурная сетка для механизма без связанных шестерен. В редких случаях может быть исключение. Единственным недостатком указанной методики является то, что одна из групп передач получается недогруженной. В следующем параграфе рассмотрим, как построить равнопрочные односвязные коробки скоростей и коробки подач.
Рассмотрим получение равнопрочной коробки для цепей подач. В этом случае максимальный момент М3 на третьем ведомом валу возникает при максимальной частоте вращения, т.е. при максимальной подаче. Следовательно, расчет межосевых расстояний двух групп передач следует вести при максимальных передаточных отношениях Umax и f/max.
Таким образом, при наложении одного ограничения на диаграмму частот вращения можно получить равнопрочные односвязные механизмы как в цепях главного движения, так и в цепях подач. Процесс получения равнопрочной коробки за счет уменьшения ширины шестерен недогруженной группы передач мы не рассматриваем, так как уменьшение ширины шестерен только в одной группе почти не сокращает длину коробки.
Разработка методик расчета кинематических характеристик и синтеза РЗДВГ
Кинематические схемы многих машин, подобно электрическим схемам, состоят из ветвей и узлов. Узловыми считаем валы, которые получают движение от одного источника и передают его двум и более исполнительным органам (валам) /104, 107/.
Теория построения коробок передач со связанными шестернями на промежуточном валу разработана довольно подробно и встречается во многих литературных источниках. В доступной литературе мы не нашли теорию проектирования механизмов со связанными шестернями на узловом валу, хотя на практике часто встречаются эти механизмы. Одна связанная шестерня на узловом валу встречается почти в каждой машине, а в токарно-револьверном станке модели 1П365 применен механизм с тремя связанными шестернями на узловом валу.
Из рисунка 4.27 видно, что возможны девять принципиально отличных друг от друга вариантов рассматриваемых механизмов. Кинематический и прочностной расчет механизмов со связанными шестернями на узловом валу принципиально отличается от расчета обычных механизмов со связанными шестернями. Основные отличия: - формулы для кинематического синтеза будут другими; - в механизмах со связанными шестернями на промежуточном валу связанная шестерня получает движение от первого вала одной боковой поверхностью, а передает его другой; - в механизмах со связанными шестернями на узловом валу связанная шестерня работает всегда одной боковой поверхностью, что должно учиты 263 ваться при расчете на контактную прочность, так как эта шестерня является более нагруженной; - связанные шестерни на промежуточном валу работают на изгиб по симметричному циклу, а на узловом валу — по отнулевому (пульсирующему) циклу. Это должно учитываться при расчете на изгиб, так как симметричный цикл является более тяжелым.
Применение связанных шестерен при кинематическом синтезе коробок скоростей и подач металлорежущих станков уменьшает линейные размеры валов, тем самым улучшает динамические характеристики, уменьшает количество шестерен, не нарушая требуемого ряда частот вращений на рабочем валу /121/. Под многосвязными будем понимать механизмы с тремя и более связанными шестернями.
В данной работе ставится задача минимизации радиальных габаритов многосвязных механизмов передач со связанными шестернями на узловом валу.
Ряд машин специального назначения (например, техника для коррозионно-механических испытаний и другие виды транспортного и технологического оборудования) требуют разработки принципиально новых схем передаточных механизмов, при помощи которых можно реализовать медленные перемещения с линейными скоростями порядка 10" —10" м/с. Известно, что привод является одной из основных частей любой машины, которая оказывает существенное влияние на ее габариты и массу.
Довольно часто в таких приводах применяют механизмы, принцип действия которых основан на физических свойствах исполнительного звена, например, термомеханические, магнитострикционные, пьезоэлектрические и другие виды приводов. Основными недостатками таких приводов является ограниченный ход исполнительного звена и низкий КПД.
Применение механических передач зацеплением для получения медленных скоростей движения исполнительных органов ставит перед конструктором ряд сложных проблем, например, получение больших (более 2500) передаточных отношений привода.
Основным ресурсом уменьшения габаритов в этом случае может являться использование вместо обычных (рядовых) зубчатых передач с неподвижными осями колес планетарных передач. Большая компактность планетарных передач по сравнению с обычными рядовыми передачами объясняется распределением нагрузки среди нескольких сателлитов и использованием внутреннего зацепления и т.д.
Однако планетарные передачи позволяют реализовывать передаточные отношения до 2500 максимум до 10000. Применение двухступенчатых планетарных передач увеличивает диапазоны передаточных отношений, однако значительно усложняют конструкцию и габариты передаточного механизма.
