Передача планетарная — Влияние

Передача планетарная — Влияние центробежных сил на выбор схемы 638 [c.759]

Передача планетарная — Влияние центробежных сил на выбор схемы 1.638 - Выбор некоторых параметров 1.638—640 — Кинематическая схема 1,627 [c.642]

Коэффициент Yz учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки = 1. При реверсивном нагружении и одинаковых нагрузке и числе циклов нагружения в прямом и обратном направлении (например, зубья сателлита в планетарной передаче) Y = 0,65 — для нормализованных и улучшенных сталей = 0,75—для закаленных и цементованных Y = 0,9 —для азотированных. [c.15]

В планетарных передачах, выполненных в виде самостоятельных агрегатов, возможны два вида смазки окунанием и циркуляционная. Первая применяется при окружной скорости и 5 м/с. При большей скорости жидкая смазка сбрасывается с вращающихся деталей, а вспенивание масла нарушает процесс смазывания и охлаждения. Окунанием в смазку быстровращающихся деталей увеличивают гидравлические потери и снижают КПД передачи. При циркуляционной смазке влияние этих факторов значительно мер ьше. [c.178]

Наиболее распространены водила с двумя щеками t vi 2, связанными перемычками 3 (см. рис. 36). Жесткость этих перемычек существенно влияет на крутильную жесткость водила, которая, в свою очередь, оказывает большое влияние на распределение нагрузки по ширине зубчатого венца планетарной передачи. В связи с этим, начиная приблизительно с 3,5, величина ап ограничивается не условием соседства, а необходимостью обеспечить требуемую жесткость перемычек 5 это требование отражено в табл. 19, позволяющей найти максимальное значение при заданном р например, требуется найти максимальное значение Дп при р = [c.638]

Задачей лабораторной работы является исследование влияния числа сателлитов в однорядной планетарной передаче на его максимально возможное передаточное отношение н определение числа зубьев центральных колес и сателлитов по заданным значениям передаточного отношения и числа сателлитов. Работа выполняется с использованием ЭЦВМ. [c.52]

Все изложенное выше относительно представления одноступенчатой планетарной передачи в динамической схеме механической системы качественно справедливо и для двухступенчатых передач. Оценка влияния упругих свойств соединения q, s, связывающего остановленное центральное колесо q двухступенчатой передачи со стойкой, производится на основе неравенства [c.151]

Оценка влияния упругих свойств соединений, связывающих центральные колеса планетарных рядов многорядного редуктора с опорным звеном, производится так же, как для одно- и двухступенчатых планетарных передач. Если для какого-либо планетарного ряда редуктора удовлетворяется условие (4.80), то этот,ряд может быть представлен в общей динамической схеме одним из своих редуцированных графов (рис. 68,6). При определении схемных передаточных отношений учитываются кинематические свойства лишь тех планетарных рядов многорядного редуктора, которые представляются в общей динамической схеме редуцированными графами. Планетарные ряды, характеризуемые полными динамическими графами, рассматриваются как механизмы без редукции. [c.153]

Все изложенное выше относительно представления одноступенчатой планетарной передачи в динамической схеме механической системы качественно справедливо и для двухступенчатых передач. Оценка влияния упругих свойств соединения q, s, связывающего [c.123]

Применение планетарных фрикционных передач ограничивается обычно малыми мощностями благодаря относительно невысокому к. п. д., а также благодаря тому, что регулирование чисел оборотов в минуту происходит при сильном падении предельной передаваемой мощности с уменьшением чисел оборотов. При очень малых числах оборотов в минуту на выходе планетарно-фрикционные вариаторы не допускают получения точных передаточных отношений благодаря весьма значительному влиянию скольжения фрикционных передач. [c.425]

Отрыв в опорах сателлитов (Сз), При анализе вибрационных характеристик редукторов планетарного типа значительный интерес представляет рассмотрение влияния собственных частот, связанных с колебаниями сателлитов на упругих опорах. Именно такие колебания представляют наибольшую опасность, поскольку они могут передаваться на корпус и опоры редуктора. В динамической модели исследуемой планетарной зубчатой передачи собственной частотой, наиболее зависящей от жесткости опор сателлитов Сд, является частота Д 1900 гц 1,2-10 сек" ). Поэтому частотный диапазон для последующего построения амплитудно-частотных характеристик колебаний деталей редуктора выбран равным (1,0 ч- 1,4)-10 сек . [c.14]

Влияние структурных и кинематических схем на к. п. д. редуктора и скорость его отдельных звеньев определяются графоаналитическими или аналитическими методами анализа планетарных передач. Для выбора оптимальной кинематической схемы, позволяющей при прочих равных условиях получить редуктор желаемой формы и габаритов, обычно проводятся конструктивные проработки с соответствующими расчетами на прочность. [c.138]

Из сказанного в предыдущем разделе о системе ТМ с гидромуфтой следует, что применение гидротрансформатора в этой системе окажет значительное влияние на эксплуатационные качества гидродинамической передачи с точки зрения трансформации ею момента. Это зависит прежде всего от кинематических отношений в планетарной передаче, примененной для разветвления [c.269]

Дуги XNi, UNu К и MNi, ZNi, YNi отражают влияние перечисленных факторов на нагрузки Ni в элементах и системах. При этом операторы связи представляют собой систему стохастических, дифференциальных уравнений [см. формулы (87), (88)], коэффициенты и правые части которых зависят от множеств X, и, К, М, Z, У. Используя теоретико-множественную трактовку, рассматриваемые вершины и дуги можно представить в виде функционального соответствия, которое легко разворачивается с помощью цифровой ЭВМ [7]. Дуги ХК, ХМ, XZ, XY, им, т, KZ, КУ, MZ, MY, ZY, YZ обозначают связи между факторами, определяющими нагрузки. Эти связи могут иметь вид математических зависимостей или эвристических заключений. Так, максимальный вылет крана (элемент множества К) должен быть равен максимальному расстоянию от оси его вращения до возможной точки укладки груза, координаты которой определяются технологическим вариантом работы машины (элемент множества X). Влияние технологического уровня завода-изготовителя (элемент множества U) на конструкцию механизма поворота (элемент множества М) может определяться тем, что планетарный редуктор механизма исключается из рассмотрения, так как этому заводу не обеспечить нужный уровень термообработки и точности изготовления передач. Многие из факторов, влияющих на нагрузки, являются случайными событиями, величинами, процессами. Каждому сочетанию i факторов (определенный технологический вариант работы, квалификация управления, регулировка пусковой и тормозной аппаратуры и т. д.) соответствует некоторая вероятность появления Pi. При данном сочетании факторов нагрузки N =S на механизм или металлоконструкцию будут иметь свой закон распределения fi S). Для того чтобы определить суммарный закон распределения /(5) при всех рассматриваемых сочетаниях факторов, [c.117]

При обозначении г) планетарных передач в табл. 6.8, 6.9 указаны два нижних индекса, соответствующих последовательно ведущему и ведомому (в абсолютном движении) звеньям верхний индекс соответствует неподвижному звену. В обозначении нижние индексы опускают, так как направление потока мощности не оказывает существенного влияния на эту величину. [c.125]

Определяем расчетный момент на колесе по формуле (4.73), предварительно находя моменты, действующие на основные звенья планетарной передачи по формулам (4.72, а), пренебрегая влиянием потерь на трение [c.509]

До настоящего времени отсутствуют достаточно полные экспериментальные данные о взаимном влиянии напряженного состояния обода и зубьев центральных колес и сателлита. В связи с этим в практике проектирования существуют два подхода к оценке изгибной прочности колес планетарных передач 1) при расчете зубьев (см. гл. 6) вводят эмпирические поправочные коэффициенты, учитывающие снижение изгибной прочности колес с тонкостенным ободом 2)" расчет напряжений производят для зуба и обода раздельно, причем расчет собственно обода завершается определением запаса прочности по отношению к нормальным и касательным напряжениям, а также общего запаса прочности. Второй способ расчета теряет свое значение. [c.178]

Если фазовые углы одинаковы (8 у 6 -) и амплитуды кинематических погрешностей равны (Оу=аО), то при суммировании по формулам (13.8) влияние погрешностей 6(а-ё) /, 6< Ь) / исключается. Этот прием компенсации ошибок изготовления известен на практике как сборка передачи с установкой точек радиального биения сателлитов по вееру , т. е. в радиальном направлении. Целесообразно нарезать или шлифовать зубья одновенцовых сателлитов всего планетарного ряда на общей оправке за одну установку. После маркировки положения общей впадины и сборки с установкой по вееру удается компенсировать не только радиальное биение, но также исключить влияние погрешности 6 .. [c.241]

Применение колес с шевронными зубьями стало желательно для современных высокооборотных планетарных передач, так как это уменьшает радиальные размеры колес и, следовательно, снижает окружные скорости, являющиеся причиной шума и вибраций, и уменьшает общий объем и вес передачи, так как они пропорциональны радиальным размерам в квадрате, а ширине— в первой степени. Влияние же большей ширины шевронных колес на повышение коэффициента концентрации напряжений незначительно из-за хорошей прирабатываемости, равномерного распределения нагрузки на полушевроны, благодаря осевым перемещениям сателлитов и составному эпициклу из двух колес с косыми зубьями разного направления. [c.76]

Оценка влияния упругих свойств соединений, связывающих центральные колеса планетарных рядов многорядного редуктора с опорным звеном, производится таким же образом, как и в случае одно- и двухступенчатых планетарных передач. Если для какого-либо планетарного ряда редуктора удовлетворяется условие (52), то этот ряд может быть представлен в общей динамической схеме одним из своих редуцированных графов (56), (57) (рис. 7). При определении схемных передаточных отношений учитываются кинематические свойства лишь тех планетарных. рядов многорядного редуктора, которые представляются в общей динамической схеме редуцированными графами. Планетарные ряды, представляемые полными динамическими графами, рассматриваются при указанной процедуре как механизмы без редукции. Если в многорядном редукторе основные звенья отдельных планетарных рядов связаны попарно, то такой редуктор называется замкнутым. Как правило, замкнутые планетарные редукторы являются н д и ф ф е р е н-цальными, то есть содержат планетарные ряды, у которых все основные звенья совершают вращательные движения (рис. 9, а). Замкнутые дифференциальные планетарные передачи иногда получают в результате синтеза простых зубчатых передач и планетарного ряда (рис. 9, б). [c.125]

Влияние изменения нагрузки на работу гидропривода зависит от следующих причин. Включение в бортовую сеть объекта новых потребителей или изменение режима ранее работавших вызывает изменение электромагнитного. момента генератора. В результате на выходном валу 2, а через планетарную передачу и на валу гидромотора изменяется момент и, следовательно, давление в магистрали гидромашин. С увеличением нагрузки давление рн и утечки на это.м участке увеличиваются. Вследст-вне увеличения утечек у.меньн1яется скорость зращеь ия зала нерегулируемой гидромашины, поэтому скорость выходного вала уменьшается. [c.482]

К. п. д. планетарной передачи можно также находить с помощью потенциальной мощности (Бэкингем). Потенциальной мощностью (мощностью в зацеплении) называют мощность обыкновенной зубчатой передачи, имеющей такие же потери (при этом не учитываются влияние числа аубьев на потери и влияние трения на окружные усилия). Потенциальная мощность косвенно характеризует к. п. д. механизма. [c.264]

В справочнике приведены сведения по проектированию, расчету и конструированию планетарных и волновых зубчатых передач. Рассмотрены простые планетарные Передачи и сложные, имеющие две, три и четыре степени свободы. Рассмотрены расчеты на прочность передач с цилиндрическими зубчатыми колесами и подшипниками. Особое внимание уделено проектирова-, нию с учетом влияния деформаций на нагрузочную способность. [c.2]

Нагрузочная способность планетарных передач, их масса и габариты определяются контактной и изгибной прочностью зубьев и рабетоспособность подшипвиков сателлитов. В связи с этим выбор рациональных параметров и вариантов схем, а также оптимизация разбивок передаточных отношений в большой степени опре- деляется нормами, заложенными в методы расчета зацеплений и подшипников. Приведенный в справочнике расчет зацеплений, базирующийся в основном на методике, Являющейся рекомендуемым приложением к ГОСТ 21354—75, применим не только для планетарных передач, но также и при неподвижных осях сцепляющихся зубчатых колес. Большое внимание уделено проектировочным расчетам и приводится упрощенный метод, облегчающий поиск оптимальных вариантов привода. Следует иметь в виду, что методы оценки нагрузочной способности зацеплений и опор приближенны, поскольку влияние многих факторов, существенно влияющих на конечный результат, находится в стадии изучения. В связи с этим при проектировании высоко ответственных передач необходимо учитывать опыт эксплуатации аналогичных образцов и предусматривать возможность испытаний с внесением на их основе необходимых корректив с минимальными затратами. [c.3]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...