Зацепление дифференциальное

При применении дифференциального зацепления для получения назначенного отношения чисел оборотов осей АВ и MN к коническим колесам I и 11 дифференциального зацепления присоединяют наглухо цилиндрические зубчатые колеса 1 и 11", которые сцепляются с шестеренками IV и V, насаженными наглухо на ось АВ. Найти соотношение между угловыми скоростями 0)0 и 0) валов АВ и MN, если радиусы колес I а И одинаковы, числа зубцов колес II", 7Р и У соответственно равны т, п, х, у. [c.185]

Порядок расчета на прочность зацеплений планетарных передач во многом определяется характером технического задания и выбранной схемой механизма. Если размеры передачи заранее не ограничены, то расчет следует начинать с определения межосевого расстояния пары колес с наружным зацеплением. Для передач дифференциального ряда этого вполне достаточно, так как при одинаковых действующих силах и модуле внутреннее зацепление прочнее наружного. Для таких передач расчет пары колес —Ь иногда выполняют как проверочный или с целью подбора материала коронного колеса. В передачах с двухвенцовым сателлитом (см. рис. 206) модули пар сопряженных колес могут быть различными, поэтому зацепление сателлит — коронное колесо рассчитывают всегда. [c.339]

Б Дифференциальная форма основного уравнения зацепления профилей [c.352]

Это уравнение нормали к заданному профилю П , проходящей через полюс Р в момент зацепления сопряженных профилей, иногда называют уравнением зацепления в дифференциальной форме. [c.353]

Дифференциальное уравнение зацепления профилей (12.18) позволяет определить угол фю при заданных параметрах передачи межосевом расстоянии а , передаточном отношении з, и уравнении одного из профилей /7, . [c.353]

Формулы Виллиса определяют зависимость между угловыми скоростями зубчатых колес дифференциальной и планетарной передач в случае внешнего и внутреннего зацеплений. В случае внешнего зацепления двух колес (рис. 6.21, а) зависимость между проекциями угловых скоростей колес (полагаем ось z направленной на читателя) определяется формулой [c.456]

Задача 1255 (рис. 671). Дифференциальный механизм с внешним зацеплением расположен в горизонтальной плоскости и состоит из шестерни / радиусом и массой т , шестерни II радиусом /-2 = у и кривошипа О А. Шестерни принять за однородные [c.445]

По профилю (очертанию) зубьев передачи различают эволь-вентные, циклоидальные, с цевочным и часовым зацеплением, а также передачи с зацеплением Новикова. По значению передаваемого вращающего момента зубчатые передачи делятся на силовые и кинематические. По числу ступеней (по числу пар колес) зубчатые передачи делятся на одноступенчатые и многоступенчатые. По характеру относительного движения колес различают передачи с неподвижными осями колес и передачи, у которых имеются колеса (сателлиты) с подвижными ося., 1и вращения — планетарные и дифференциальные. По конструк- [c.178]

В дифференциальном механизме с внутренним зацеплением зубчатое колесо I и кривошип ОА вращаются независимо друг от друга с угловыми скоростями со = 2 рад/с и ОА Р Д/с- Определить угловую скорость зубчатого колеса 2, если радиус = 30 см и длина кривошипа ОА равна 20 см. (2) [c.140]

В дифференциальном механизме с внутренним зацеплением шестерня 1 и кривошип ОВ v(t) [c.64]

Пример 71. Дифференциальное зацепление. Рамка ВВ (рис. 225) вращается вокруг оси хх с угловой скоростью П и увлекает с собой ось АА. На эту ось надета шестерня (сателлит), состоящая из двух наглухо скрепленных между собой колес радиусов и гг и свободно вращающаяся на оси АА. Колеса эти спарены с двумя колесами радиусов fit и Рз, имеющими ту же ось вращения, что и рамка ВВ, но ничем с нею не связанными. Обозначая угловые скорости, как показано на рисунке, найдем зависимости между угловыми скоростями колес и рамки. [c.319]

Редуктор скоростей с дифференциальной передачей состоит из четырех зубчатых колес, из которых первое — с внутренним зацеплением — делает 160 об/мин и имеет 2i = 70 зубцов второе и третье спарены между собой и сидят на оси, вращающейся вокруг оси ведущего вала / вместе с последним, делая П1=1200 об/мин числа зубцов Z2== [c.179]

Пространственная дифференциально-планетарная двухступенчатая передача с коническими зубчатыми колесами представлена на рис. 5.12, а. Два солнечных колеса 1 и 3 находятся в зацеплении колесо 1 с сателлитом 2 и колесо 3 с сателлитом 2, совершающими переносное движение вместе с водилом Я. [c.185]

Условие сборки. Это условие учитывает необходимость одновременного зацепления всех сателлитов с центральными колесами при симметричной геометрии зон зацепления. При установке первого сателлита (рис. 5.18) солнечные колеса принимают вполне определенное положение. Если не выполнить некоторых требований, то зубья следующих сателлитов могут не совпасть с впадинами одного из солнечных колес и сборка зубчатых колес станет невозможной. Описанное явление может возникнуть как при однорядной, так и при двухрядной планетарной передаче или дифференциально-планетарном механизме. [c.196]

Составьте схему планетарно-дифференциального двухрядного механизма с внутренними зацеплениями и изложите метод расчета его кинематики. [c.201]

На рис. 106 приведена схема привода вала 5 от двух двигателей. Сложение движений осуществляет дифференциальный механизм А (типа Джемса). Двигатель Л/, через трехступенчатую передачу В соединен с валом колеса / двигатель через передачу С и передачу внешнего зацепления приводит в движение колесо 3. [c.146]

Волновая, или гармоническая, передача является разновидностью эпициклической передачи, в которой зацепление зубчатой пары осуществляется вследствие постоянной деформации упругого зубчатого венца. Поэтому волновая передача, как и эпициклическая, может быть выполнена планетарной (одно- и многоступенчатой) и дифференциальной. [c.235]

Получим уравнение связей планетарного дифференциального ряда с эвольвентными зацеплениями. Расчетная схема планетарного ряда при указанных выше допущениях представлена на рис. 58. Условия неразрывности зацепления центральных колес с сателлитами имеют вид [c.128]

Действительные значения перемещений х, у и углов поворота 11] и 0 при колебательном процессе определяются путем интегрирования дифференциальных уравнений движения системы, так как эти величины являются независимыми обобщенными координатами. Что же касается углов поворота зубчатых колес вокруг осей 2, то они также могут быть использованы в качестве обобщенных координат, так как упругая податливость зубьев зацепления вводит дополнительную степень свободы. Однако для дальнейших преобразований удобнее разделить переносные и относительные углы поворота, выразив последние через другие координаты. [c.239]

Рис. 3.95. Дифференциальная передача с двумя внутренними зацеплениями.

Дифференциальный механизм с цилиндрическими зубчатыми, колесами показан на фиг. 113,6. Для указанного зацепления шестерен возможны три случая [c.137]

Таким образом, для определения резонансных амплитуд колебаний шестерен I ж II ступеней 4, 6, 11 — по рис. 4) редуктора по ветвям турбин высокого и низкого давления достаточно решить дифференциальные уравнения типа (14). В силу специфики структуры дифференциальных уравнений (14) отпадает необходимость в определении коэффициентов демпфирования всех масс системы. Оказывается достаточным найти коэффициенты демпфирования лишь тех масс, амплитуды колебаний которых определяются для резонансного режима. В том случае, если зацепления колес и шестерен редуктора были бы выполнены с идеальной точностью и звенья зубчатого механизма были бы абсолютно жесткими, не наблюдалась бы неравномерность вращения колес и шестерен. Однако благодаря неизбежно возникающим при изготовлении периодическим погрешностям шага и профилей зубьев, а также вследствие деформаций зубьев под нагрузкой при работе зубчатой передачи возникают периодические нарушения равномерности вращения и, следовательно, аналогичные изменения передаваемого системой момента. Вследствие этого все вращающиеся элементы системы находятся под воздействием переменных по времени сил, которые и могут в этом случае рассматриваться как возбуждающие. [c.85]

Зубчатый механизм с подвижными геометрическими осями колес по простейшей схеме (фиг. 81) состоит из следующих звеньев поводка или водила 4 планетных колес, или сателлитов 2 центральных, или солнечных колес 7 и 5 стойки 3. Поводком называется вращающееся звено, несущее оси сателлитов, которые находятся в зацеплении с центральными колесами. Различают дифференциальные и планетарные зубчатые механизмы. [c.521]

Направление, указанное X. И. Гохманом, дает возможность составить уравнение зацепления непосредственно в той системе координат, в которой желательно получить уравнение контактных линий, обычно в системе одного из звеньев передачи, связанного с исходной поверхностью. Гохман [21 широко использовал формулы преобразования координат и дифференциальные зависимости, полученные дифференцированием этих формул по параметру движения, в качестве которого принят угол поворота ведущего аренд, [c.7]

Приведенные уравнения можно назвать винтовым дифференциальным комплексом или просто винтовым комплексом. Решение задачи о зацеплении сводится в этом случае к отбору на производящей поверхности только тех точек, касательные в которых являются одновременно касательными к линиям винтового комплекса. Поэтому весь метод может быть назван методом касательных к винтовому комплексу или просто методом винтового комплекса. [c.8]

Коническая шестерня 3, к которой крепится делительный диск, находится Б зацеплении с конической шестерней 23 вала 24 привода движения станка или передачи вращения при дифференциальном делении. Вал конической шестерни с кронштейном 25 крепится к основанию делительной головки тремя винтами. [c.46]

Связь привода фрезерного станка с делительной головкой осуществляется через вал 18, конические шестерни П, 19 и шестерню 20, находящуюся в зацеплении с наружными зубьями планетарной шестерни 8. Этот же вал используется при настройке на дифференциальное деление. [c.55]

Рассмотрим дифференциал с коническими колесами. На рис. 7.33 показан конический дифференциал, применяемый в автомобилях. При повороте ведущих колес автомобиля (рис. 7.34) колесо /, катящееся по внешней кривой а — а, должно пройти больший путь, чем колесо 2, катящееся по внутренней кривой Р — р. Следовательно, скорость колеса / оказывается больше, чем колеса 2. Чтобы воспроизвести это движение колес с различными угловыми скоростями, и применяется дифференциал с коническими колесами. Коническое зубчатое колесо I (рис. 7.33) получает вращение от двигателя. Это зубчатое колесо входит в зацепление с коническим зубчатым колесом 2, вращающимся свободно на полуоси А. С колесом 2 скреплена коробка Н, служащая водилом. В коробке Н свободно на своих осях вращаются два одинаковых сателлита 3. Сателлиты 3 находятся в зацеплении с двумя одинаковыми зубчатыми колесами 4 w 5, скрепленными с полуосями А и В. Если колеса автомобиля движутся по прямым, то можно считать, что моменты сил сопротивления на полуосях А и В равны, и, следовательно, сателлиты 3 находятся относительно их собственных осей вращения в равновесии, и они не поворачиваются вокруг своих осей. Тогда коробка Н вместе с сателлитами 3 и полуоси А и В вращаются как одно целое в одну и ту же сторону с одипакогюй угловой скоростью. Как только колеса автомобиля начнут двигаться по кривым различных радиусов и (рис. 7.34), сателлиты 3 начнут поворачиваться вокруг своих осей, и песь механизм будет работать как дифференциальный мехзкпзлг. [c.162]

В дифференциальном механизме с внешннм зацеплением шестерня 1 и кривошип ОС вращаются независимо друг от [c.63]

В дифференциальном механизме шестерни, 1, 3 и кривошип ОА могут вращаться Bojjpyr оси О независимо друг от дру-la. Шестерня 2 одинакового радиуса с шестерней 3 шарнирно связана с кривошипом ОА и находится в зацеплении с шестернями 1 VL 3. Известно, что Н1естерия 1 и кривошип ОА вран(а-ются против часовой стрелки с постоянными угловыми скоростями oi и со. [c.64]

На рис. 7.14 представлен сложный пространственный эпициклический механизм, в состав которого входят зубчатая кинематическая цепь 1 2 (внешнего зацепления) с неподвижными осями колес червячный редуктор, состоящий из червяка Г и червячного колеса 4 (червяк 1 одноходовой и вращается вместе с колесом /) червячный редуктор, состоящий из червяка 2 и червячного колеса 3 (червяк 2 также одноходовой и вращается вместе с колесом 2) конический дифференциальный зубчатый механизм, состоящий из центральных колес 3 и 4, сателлитов 5 и водила Н (коническое колесо 3 приводится во вращение червячным колесом 3 и коническое колесо 4 — червячным колесом 4). [c.121]

Возможныемодификации кинематических пятизвенных цепей дифференциально-планетарных механизмов показаны на рис. 5.5. В первой модификации (рис. 5.5, а) обе зубчатые ступени имеют внешнее зацепление, во второй (рис. 5.5,6) — внутреннее в третьей и четвертой (рис. 5.5, а, г) одна из зубчатых ступеней имеет внешнее зацепление и вторая внутреннее. Если сателлиты 2 и 2 вы- [c.173]

Важное значение для машиностроения имело развитие теории механических передач, т. е. различных зубчатых механизмов. Геометрия плоского-и пространственного зацепления начала развиваться еше до Великой Отечественной зойны на базе работ X. И. Гохмана и Н. И. Мерцалова. В первую очередь б ла развита теория эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи. Развитие этой теории и методов профилирования зубьев тесно, увязывалось с технологическими процессами обработки зубчатых колес. После войны существенное развитие получает теория некруглых зубчатых механизмов, нашедших применение в приборостроении. В последнее десятилетие внимание исследователей было посвящено геометрии ирострапствен-ных зацеплений. Получены новые виды зацеплений, изучены динамические характеристики различных зацеплений, разработаны инженерные методьг их расчета и проектирования. Существенное внимание уделялось синтезу сложных зубчатых механизмов. Особенное внимание уделено методам проектирования редукторов дифференциальных, планетарных и с неподвижными осями колес. Некоторое развитие получили методы анализа и синтеза бесступенчатых передач. [c.28]

Рис. 3.168. Дифференциальный механизм с коническими зубчатыми колесами. Конические колеса 2, 5 соединены с валами 1, б н находятся в зацеплении с зубчатыми колесами 3, 7, оси которых укреплены в коробке, имеющей зубчатое колесо 4, соединенное с колесом ведущего вала I. Механизм применяется для суммирования вращений пли для компеисацни разности частот вращения. Поводок II всегда составляет полусумму частот вращения валов I и б. Механизм применяется в автомобилях, тракторах, станках и пр. в качестве уравнительного или суммирующего механизма. Если дифференциал применен в экипаже (см. рис. 3.174), то, когда ведущие колеса при движении экипажа по прямой вращаются с одинаковым числом оборотов, механизм дифференциала, т. е. зубчатые колеса 2, 5 и 3, 7 вместе с коробкой работают как одно жесткое тело. Если же колеса начинают катиться по криволинейному пути, то зубчатые колеса 3, 7 начинают вращаться, обеспечивая необходимое различие частот вращения ведущих колес экипажа.

Рис. 3. 169. Дифференциальный механизм с цилиндрическими зубчатыми колесами. Каждюе из ведомых колес 3 соединено с зубчатыми колесами I, ось вращения которых укреплена в коробке 2 дифференциала. Колеса 1, кроме того, находятся в зацеплении друг с другом (вид сверху). Механизм применяется для той же цели, что и дифференциал из конических колес. Передаточное отношение между центральными колесами при неподвижном водиле (коробки 2 дифферен-, циала) равно единице.

Поэтому, казалось бы, естественно поставить задачу виброакустической диагностики прямозубой передачи как задачу разделения виброакустического сигнала на ряд компонент, обусловленных различными факторами, каждый из которых является самостоятельным источником виброакустической активности. Конечно, такое разделение без всяких оговорок возможно-лишь в том случае, когда зубчатая передача может рассматриваться как линейная механическая система с постоянными параметрами [6—8]. При этом1 различным факторам, обусловливающим виброакустичность, соответствуют различные по структуре правые части системы линейных дифференциальных уравнений с постоянными коэффициентами, описывающих колебания передачи. Однако если необходимо учесть периодическое изменение жесткости зацепления в процессе пересопряжения зубьев (чередование интервалов однопарного и двупарного зацепления), то математическая модель передачи описывается системой дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами [9—12]. Здесь уже принцип суперпозиции действует только при условии, что жесткость зацепления как функция времени не зависит от вида правых частей уравнений. Даже при этом условии можно разделить те факторы возбуждения вибраций, которые определяют правые части системы уравнений при известном законе изменения жесткости, но нельзя выделить составляющую виброакустического сигнала, обусловленную переменной жесткостью зацепления. Наконец, учет нелинейностей приводит к принципиальной невозможности непосредственного разложения виброакустического сигнала на сумму составляющих, порожденных различными факторами. Тем не менее оценить влияние каждого из этих факторов на вибро-акустический сигнал и выделить основные причины интенсивной вибрации можно и в нелинейной системе. Для этого следует подробно изучить поведение характеристик виброакустического сигнала при изменении каждого из порождающих вибрации факторов, причем для более полного описания каж- [c.44]

Поэтому метод Гохмана в этой интерпретации может быть назван м е-тодом дифференциального винтового комплекса, или методом касательных, в противоположность другому методу в теории пространственных зацеплений, называемому методом нормалей, который в общем случае при отсутствии в зацеплении так называемых осей зацепления является более громоздким. [c.9]

Характерная особенность колебаний упругих систем, имеющих в своей структурной схеме зубчатые передачи с внешним зацеплением, состоит в том, что жесткости зубчатых зацеплений обычно на два порядка выше жесткостей элементов упругой системы, соответствующих соединительным валам. Поэтому в высокочастотных формах колебаний, связанных с образованием узлов на участках с зубчатыми зацеплениями, максимальные относительные амплитуды могут сильно отличаться от остальных (на два-три порядка). Указанное обстоятельство позволяет несколько упростить структуру дифференциальных уравнений типа (13), так как отдельные слагаемые числителей выражений, соответствующих демпфирующему и возмущающему членам, оказываются несоизмершшми меадду собой. Принимая во внимание изложенное, дифференциальные уравнеВия (i = 9, 10, 11) можно переписать так [c.86]

Показана возможность значительного упрощения решения на электронных моделирующих установках систем дифференциальных уравнений, описывающих малые колебания, с учетом демпфирующих и возмущающих сил, применительно к многомассовым упругим системам, включающим зубчатые передачи. Указанное упрощение становится возможшш ив-аа вначительного отличия (на 2—3 порядка) в величинах податливостей упругих элементов, включающих зубчатые зацепления. [c.219]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...