1. Кількість зубців коліс не повинні бути дробовими.

2. Округлення кількості зубців до цілого значення не допускається.

3. Кількість зубців центральних коліс і мають бути кратні кількості сателітів k.

4. Кількість зубців кожного з коліс повинна відповідати умові: Z_і  17

б ) Двоступінчата планетарна передача зі змішаним зачепленням

Рис.3.4

Формули підбору кількості зубців:

1. ; (3.1)

Тут

Рекомендується приймати

2. ; (3.16)

3. ; (3.17)

4. ; (3.18)

5. Умова сусідства:

; , якщо _(3.19)

і , якщо .

Примітки.

1. Кількість зубців укожного з коліс повинна відповідати умові: Z_і  17;

2. Кількість зубців центральних коліс і мають бути кратні кількості сателітів к;

3. Кількість зубців коліс не повинна бути дробовою;

Округлення до цілого значення не допускається.

4. Формули підбору кількості зубців отримані для випадку, коли модулі зубчатих коліс зовнішнього і внутрішнього зачеплення однакові.

Приклад. Визначити кількість зубців коліс c, g, b, s, якщо , k=3.

Розвязок:

1) Визначаємо :

; тут ;

Приймаємо , тоді

Десятковий дріб 8,6 перетворюємо у неправильний простий дріб

Підставляємо це в :

;

Приймаємо а=43, тоді .

2) Визначаємо :

.

3) Визначаємо :

.

4) Визначаємо :

.

5. Перевіряємо умову сусідства.

В нашому прикладі , тобто умова сусідства сателітів:

Як бачимо, умова сусідства виконується.

в) Двоступінчата планетарна передача з двома зовнішніми зачепленнями.

Рис.3.5

Формули підбору кількості зубців:

1) _(3.20)

тут рекомендується приймати _;

2) ; _(3.21)

3) _(3.22)

4) _(3.23)

Умова сусідства сателітів:

> А; А , якщо > _(3.24)

А , якщо >

4. Силові розрахунки

4.1 Визначення потужностей на ланках складних механізмів.

Розглянемо складний механізм, створений послідовним з'єднанням простих зубчастих передач. Для такого з'єднання потужність на будь-якій веденій ланці N_веден [Вт], визначається як добуток потужності на ведучій ланці N_ведуч [Вт], і спільного коефіцієнта корисної дії η_сп, що враховує втрати потужності на шляху від ведучої до веденої ланки (к.к.д. самого зачеплення і пари підшипників)

N_веден= N_ведуч· η_сп (4.1)

Потужності на вході і виході складного механізма теж звязані співвідношенням:

N_вих= N_вх· η_сп , (4.2)

але тут η_сп це спільний к.к.д. всіх простих механізмів, з яких складається заданий механізм з урахуванням к.к.д. підшипників всіх валів механізма.

η_сп = η_зп1  η_зп2  η_зп3 ...  η_шп ^к (4.3)

тут η_зп1 - к.к.д. відповідної зубчастої передачі;

к - кількість валів в складному механізмі (або кількість пар підшипників)

При виконанні МКР слід використовувати вказані раніше рекомендовані значення к.к.д. К.к.д. однакових передач рекомендовано вважати рівними.

4.2 Визначення моментів на валах здійснюється за відомою формулою визначення потужності: N = M · ω (4.4)

Звідки момент

, (4.5)

де N – потужність [Вт], ω – кутова швидкість обертання вала [ ].

4.3 Розрахунок діаметрів валів механізма провадять, виходячи з умов міцності при крученні за формулою:

, (4.6)

де d_в мм; M_к Н·м

Знайдені діаметри заокруглюють згідно ряду нормальних лінійних розмірів та конструктивних міркувань.

4.4. Підбір підшипників для валів провадять за довідниками, попередньо зясувавши характер навантаження на них та узгоджуючи зі знайденими раніше діаметрами валів.