Силы в планетарной зубчатой передач

СИЛЫ в ПЛАНЕТАРНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ — силы, характеризующие взаимодействие нескольких зубчатых колес-сателлитов с центральными зубчатыми колесами передачи и водилом. [c.325]

Силы в планетарной зубчатой передаче 417 Условия в планетарной зубчатой передаче [c.552]

Достоинства. 1. Малые габариты и масса (передача вписывается в размеры корончатого колеса). Это объясняется тем, что мощность передается по нескольким потокам, численно равным числу сателлитов, поэтому нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается в несколько раз. 2. Удобны при компоновке машин благодаря соосности ведущих и ведомых валов. 3. Работают с меньшим шумом, чем в обычных зубчатых передачах, что связано с меньшими размерами колес и замыканием сил в механизме. При симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются. 4. Малые нагрузки на опоры, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в них. 5. Планетарный принцип передачи движения позволяет получить большие передаточные числа при небольшом числе зубчатых колес и малых габаритах. [c.181]

Силы в зацеплении зубчатых колес определяются по общим зависимостям, приведенным в 2.1. В рассматриваемых схемах планетарных передач к сателлитам не приложен внешний момент, поэтому расчет сил в зацеплении удобно производить по значению внешнего момента, дей- [c.108]

Достоинства большое передаточное число в одной ступени, а также малые габариты и масса. Снижение массы (обычно в 2...4 раза и более) объясняется следующими причинами распределением нагрузки между сателлитами, благодаря чему нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается в несколько раз широким применением зубчатых колес с внутренним зацеплением, обладающих повышенной нагрузочной способностью малой нагрузкой на опоры. При симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются. Планетарные передачи работают с меньшим шумом, что связано с повышенной плавностью внутреннего зацепления и меньшими размерами колес. Недостатки повышенные требования к точности изготовления и монтажа резкое снижение КПД передачи с увеличением передаточного числа. [c.223]

Расчет на прочность зубьев планетарных передач ведут по формулам обыкновенных зубчатых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления. Например, в передаче, изображенной на рис. 12.1, необходимо рассчитать внешнее зацепление колес У и 2 и внутреннее — колес 2 и <5. Так как модули и силы в этих зацеплениях одинаковы, а внутреннее зацепление по своим свойствам прочней внешнего, то при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать только внешнее зацепление. [c.185]

При определении приведенных упруго-инерционных параметров динамической схемы механической системы с простыми зубчатыми передачами коэффициент приведения для элемента к системы принимается равным кинематическому передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Указанное правило сохраняет свою силу и для редукторных систем, содержащих простые зубчатые передачи и одноступенчатый планетарный редуктор, если последний представляется в динамической схеме редуцированным графом. Если одноступенчатый планетарный редуктор представляется полным динамическим графом, то коэффициент приведения для элемента к системы будет равен схемному передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Схемное передаточное отношение представляет собой соответствующее кинематическое передаточное отношение, подсчитанное при рассмотрении планетарного одноступенчатого редуктора (представленного полным динамическим графом) как механизма без редукции. Появление схемных передаточных отношений объясняется тем, что полный динамический граф характеризует поведение звеньев планетарного ряда в неприведенных (истинных) крутильных координатах. Иначе говоря, каждый планетарный ряд, представляемый в схеме полным динамическим графом, можно рассматривать как некоторый механизм без редукции, звенья которого (узлы динамического графа) связаны квазиупругими соединениями. [c.123]

Рис. 2.39. В планетарной передаче вследствие производственных отклонений в пределах допусков всегда возможна неравномерная нагрузка на сателлиты 2. Под действием равнодействующей силы неподвижный венец / стремится перемещаться в радиальных направлениях. При этом перемещении произойдет догрузка менее нагруженных сателлитов, т. е. автоматическое выравнивание нагрузок. Зубчатые венцы, сидящие в корпусе на эвольвентных шлицах и дающие возможность таких перемещений, называют плавающими .

Силы в опорах сателлитов находят с использование.м расчетных схем (табл. 6.5) для распространенных типов планетарных передач с прямозубыми цилиндрическими и зубчатыми колесами. В таблице представлены случаи, когда опоры сателлита размещены в отверстиях щек водила. Варианты с подшипниками, размещенными внутри обода сателлита, рассчитываются по тем же схемам. [c.110]

Для расчета на контактную усталость зубьев планетарных передач используют те же формулы, что и при расчете простых передач. Так как силы и модули в ряду зубчатых колес планетарной передачи одинаковы (например, ряд зубчатых колес а—g—b), а внутреннее зацепление прочнее наружного, то при одинаковых материалах достаточно рассчитать только зацепление колес а п g (см. табл. 5.1, вариант 1). При различных материалах расчет внутреннего зацепления выполняют для подбора материала колес или как проверочный. При проектировании передач типа Зк расчет зацепления производят для второй ступени и полученное значение. модуля принимают для всех колес передачи. Выполнение требования равнопрочности колес достигается за счет уменьшения длины зуба колес первой ступени. При проектировании многоступенчатых передач типа 2к—к общее передаточное отношение разбивают между ступенями таким образом, чтобы оно убывало от ступени к ступени на 25...30 % в направлении силового потока. [c.161]

Для выравнивания нагрузки по потокам в передачах с тремя сателлитами одно из центральных зубчатых колес следует делать само-устанавливающимся в радиальном направлении (плавающим). На рис. 5.32 показан однорядный планетарный редуктор с плавающим центральным колесом с наружными зубьями, а на рис. 5.33 — с плавающими колесами с внутренними зубьями. При малых скоростях можно сделать плавающим водило. Плавающие водила применяют только в тех случаях, когда силы в зацеплении намного превышают нагрузки, вызываемые массой водила. [c.155]

Раздельный привод порталов выполняется с расположением приводных колес по диагонали (рис. 6.77, в) или на каждой опоре (рис. 6.77, г, д). Во всех этих случаях суммарное давление на приводные колеса равно половине веса крана и не зависит от действия горизонтальных сил, угла поворота и вылета стрелы (при жестком портале). При расположении приводов по рис. 6.77, в давление на приводные колеса зависит от качества пути. В механизмах с индивидуальным приводом для портальных и башенных кранов передача от двигателя к колесам часто осуществляется червячным редуктором и зубчатыми передачами (рис. 6.80, а, б). Электрическая синхронизация движения опор достигается специальными электрическими схемами (см. раздел второй). Автоматическое выравнивание положения опор возможно с помощью планетарного редуктора выравнивающий двигатель (Э на рис. 6.80, в) включается ограничителем перекоса (см. п. 13). В кранах, имеющих достаточно жесткую металлоконструкцию и отношение bis U, возможен раздельный [c.427]

Сепараторы соединены между собой зубчатыми передачами так, чтобы рабочие валки горизонтальных и вертикальных сепараторов поочередно обжимали заготовку 3. В планетарную клеть заготовка направляется подающей клетью, которая гасит в себе знакопеременные силы, возникающие от планетарной клети. Подающая вертикальная 2-валковая клеть 500 с консольными валками расположена на одной общей станине с планетарной клетью. [c.290]

На рис. 210, а приведена схема планетарной передачи с одно-венцовым сателлитом. Вектор окружной силы, действующей на рассматриваемое зубчатое колесо, на схеме условно смещен относительно полюса зацепления в сторону центра этого колеса. Например, вектор Pga силы, с которой зуб сателлита g действует на зуб солнечной шестерни а, смещен в сторону центра последней. В передаче неподвижным является коронное колесо Ь, а ведущей — солнечная шестерня а. На рис. 210, б построена картина линейных скоростей, из которой видно, что шестерня а является [c.328]

Особый интерес представляют передачи, имеющие значительную разность между средними коэффициентами потерь (или величинами к. п. д.), определяемыми при различных направлениях передачи сил. С помощью пар зубчатых колес, имеющих разность к. п. д. порядка 8%, можно спроектировать самотормозящийся простой планетарный редуктор, к. п. д. которого в тяговом режиме будет более 0,8. [c.53]

Рекомендации. Для наибольшего снижения виброактивности многопоточного механизма (машины) на частотах, определяемых действием рассмотренных (см. рис. 16, б) возмущающих сил, параметры п му этого механизма должны обеспечивать его соответствие тому типу (см. табл. 9), при котором наилучшим образом удовлетворяются требования по интенсивности возбуждения крутильных и поперечных колебаний и их спектральному составу. При известных характеристиках возмущающих сил оптимальный тип многопоточного механизма выбирают по табл. И и 12 или подобным нм, с использованием формул табл. 9 для количественной оценки интенсивности возбуждения крутильных и поперечных колебаний с той или иной гармоникой. Если характеристики действующих возмущающих сил неизвестны, но силы одинаковы, оптимальный тип механизма можно выбирать исходя из качественной оценки возбуждения колебаний. Для этого в формулах табл. 9 следует при нять значения средних квадратических отклонений равными нулю (а = 0). Это будет соответствовать теоретически предельным случаям, при которых крутильные или поперечные колебания с той или иной гармоникой вообще не будут возбуждаться. При этом в таблицах, подобных табл. II и 12, вместо типа системы будут обозначения, характеризующие возбуждаются или иет колебания с той или иной гармоникой, а если возбуждаются, то какого вида — крутильные или поперечные [9, 89]. Результаты качественной оценки возбуждения колебаний с к-й гармоникой частоты пересопряжения зубьев для зубчатых планетарных передач с п сателлитами приведены в табл. 13, а с к-й гармоникой лопастной частоты для центробежных насосов с разны.ми числами лопастей насосного колеса и направляющего аппарата 2 — в табл, 14, [c.127]

На выходной вал электродвигателя насажен упор до соприкосновения с торцевой поверхностью утолщенной части вала, а с другой стороны в него упирается центральная шестерня планетарной передачи первой ступени. Шестерня от проворота фиксируется на конце вала шпонкой, а от осевого смещения удерживается силами сцепления легкопрессовой посадки. Сателлиты через шариковые однорядные подшипники опираются на оси, закрепленные неподвижно консольно в водиле. Центральное колесо с внутренними зубьями установлено в расточке корпуса с допусками тугой посадки и от проворота удерживается штифтами. Водило через зубчатое соединение соединяется с валом центральной шестерни второй ступени. Сателлиты смонтированы на двух однорядных шариковых подшипниках и опираются на оси, закрепленные неподвижно в щеках водила. Водило опирается на два шариковых однорядных подшипника. Одна щека водила выполнена заодно с выходным валом. [c.243]

Фиг. 772. Передача для комбинированного двигатель-генератора, работающего как стартер и динамо освещения. При работе двигатель-генератора как стартера вал 11 запускаемого двигателя вращается через зубчатое колесо Z и планетарное колесо с пониженным числом оборотов колесо с внутренним венцом посредством собачки К замыкается на корпус. После запуска двигателя внешнее колесо начинает вращаться, защелка под действием центробежной силы контргруза освобождается и груз В, прижимаясь под действием центробежной силы к буртику диска 5, блокирует планетарное колесо. Вал // начинает вращаться с полным числом оборотов двигатель-генератор работает как динамо.

При включении электродвигателя 1 зажимного устройства приводится во вращение шестерня, закрепленная на валу ротора, зацепляющаяся зубчатым колесом 2 с планетарной передачей 3, соединенной с полым валом 7. Крутящий момент последнего воспринимается регулируемой муфтой 4, которая по достижении требуемой установленной силы зажима передает вращение через храповой механизм, создавая акустический сигнал выключения электродвигателя. В процессе зажима и раскрепления заготовки электромагнитная муфта 6 удерживает от вращения шпиндель станка. При этом механизм блокирования 5 воспринимает маховые моменты ротора и механизма передачи. Электромеханическое зажимное устройство соединяется с механизмом зажима патрона [c.93]

Сх. б позволяет иметь ступенчатый разгон вала сначала медленное, затем быстрое вращение. Для этой цели рукоятку 1 поворачивают сначала в одну сторону. При этом поворачивается сектор 17 и коническое колесо 18 одновременно с косозубой шестерней 2. Зубчатые секторы 19 и 15 под действием осевых составляющих сил в зацеплении раздвигаются в разные сто-)оны. Звено 19 включает тормоз 2/. Дентральное колесо 2 планетарной зубчатой передачи затормаживается, и вращение от колеса 6 передается центральному колесу 24 и далее во дилу планетарной передачи 23. От водила вращение через м. свободного хода передается валу 16. Некоторое время спустя поворачивают рукоятку I в другую сторону. Секторы 43 к 15 перемещаются навстречу друг другу. Тормоз 21 выключается. Сектор 15 через шарики 3 и диск 4, включает муфту 20. Планетарная передача посредством муфты 20 блокируется и вращается как одно целое. Частота вращения вала 16 увеличивается. Далее процесс осуществляется так же, как и в сх. а. [c.284]

Достоинством планетарных передач являются широкие кинематические возможности, позволяющие использовать передачу как понижающую с большими передаточными отношениями и как повышающую. Кроме того, планетарные передачи имеют малые габариты и массу по сравнению со ступенчатой зубчатой передачей с тем же передаточным отношением. Это объясняется тем, что а) мощность передается по нескольким потокам и нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается б) при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются и нагрузки на опоры входных и выходных валов невелики, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в) внутреннее зацепление, имею1цееся в передаче, обладает повышенной нагрузочной способностью по сравнению с внешним зацеплением. Недостатком планетарных передач являются повышенные требования к точности изготовления и большой мертвый ход. [c.230]

Усилия в зацеплении. Особешюсти расчета уси.тий планетарной передачи обусловлены распределением нагрузки по нескольким зубчатым зацеплениям (по числу сателлитов) и одновременном зацеплении сателлита с двумя центральными колесами (рис. 20.36). Принимают, что нагрузка между сатсллита.ми распределяется равномерно и силы в зацеплениях одинаковы, ТО да [c.364]

В. с одним или несколькими бегунками наз. планетарным вибровозбудителем <сх. б, е, г, д). Если в последнем обкатка бегунка по беговой дорожке поддерживается силой сухого трения, то такой В. наз. фрикционнопланетарным вибровозбудителем. Поддержание обкатки бегунка зубчатой передачей осуществляется в зубчатопланетарном вйбровозбудителе, а поводком — в поводково-планетарном вибровозбудителе. В. используют в вибрационных машинах для уплотнения бетонной смеси и грунта в строительстве для выбивки литья из опок, при испытании конструкций приборов и аппаратов на виброустойчивость (см. также Вибростенд) и т. п. [c.36]

В сопряжении барабана и редуктора наиболее часто используют шарнирное со Динение (рис. VI.2.1, а, д), в котором поперечная сила передается чере ( сферический подшипник, а вращающий момент — через зубчатое зацепление (бп (сание данной конструкции см. в табл. V.2.14, других конструщрй этого шарнира — в работе 1421) выходной вал редуктора и ось барабана образуют трехопорную балку с шарниром. Соединение двухопорного барабана и редуктора двухвенцовой зубчатой муфтой (рис. VI.2.1, б) может быть целесообразно например, при малом диаметре барабана валы редуктора и барабана образуют четырехопорную балку с двумя шарнирами. Тихоходные лебедки выпол 1яют с трехступенчатым редуктором или с открытой зубчатой передачей (рис. VI.2.1, б, г) в последнем случае размещение шестерни на консоли выходного вала редуктора увеличивает нагрузку на подшипник редуктора и ухудшает условия работы зубьев предпочтительнее схема на рис, VI.2.1, г с выносным подшипником 8 редуктора [0.9] или схема на рис. VI.2.1, в с валом-вставкой 7. Малые габаритные размеры имеет лебедка с планетарной передачей, встроенной в барабан (см. рис, VI.2.7, а [32]). [c.375]

Для приведения С11л к геометрической оси вала распределенную нагрузку в зацеплении заменяют сосредоточенной силой, приложенной в середине зубчатого венца. Определение сосредоточенной силы и ее проекций рассмотрено в 2.1 для цилиндрических, в 4.2 для конических и в 5.1 для червячных колес. На валы основных звеньев планетарных передач от усилий в зацеплениях передается только часть нагрузки (см. 6.4), обусловленная неравномерным распределением нагрузки между сателлитами. . [c.170]

В. с одним или несколькими бегунками наз. планетарным вибровозбудителем (сх. б, е, г, Э). Если в последнем обкатка бегунка по беговой дорожке поддерживается силой трения покоя, то такой В. наз. фрикционно-планетарным. Поддержание. обкатки бегунка зубчатой передачей осуществляется в зубчатопланетарном вибровозбудителе, а повод- [c.44]

Смазка планетарных передач, так же как и рядных зубчатых передач, предназначена для снижения потерь на трение, уменьшения или полного устранения изнашивания, удаления продуктов износа, отвода тепла из зоны контакта и охлаждения передачи в целом, а также для предохранения от коррозии. Слой смазки, разделяюш,ий контактирующие поверхности, демпфирует динамические нагрузки, что в сочетаний с, уменьшением сил трения на смазанных поверхностях способствует снижению уровня шума e вибраций. [c.259]

КПД планетарного механизма можно определять двумя методами. Первый метод основан на силовом расчете с учетом трения. Второй метод основан на предиоложении, что при обращенном движении силы, действующие на звенья механизма, не изменяются и потому их отношения могут быть выражены через КПД обращенного механизма. Второй метод является приближенным, так как ири обращении движения несколько меняются силы гидравлического сопротивления (в передачах с колесами, погруженными в масляную ванну), не учитываются центробежные силы инерции и т. п. Однако он применяется чаще, так как при расчетах по первому методу надо иметь значения коэффициентов трения в зубчатых зацеплениях, которые, как правило, не известны. При расче- [c.206]

К. п.д. планетарного механизма. Обеспечение заданного передаточмого отношения есть основное условие синтеза планетарных механизмов. Из дополнительных условий одним из важнейших является коэффициент полезного действия (к. п. д.) К. п. д. планетарного механизма можно определять двумя методами. Первый метод основан на силовом расчете с учетом трения. Второй метод основан на предположении, что при обращенном движении силы, действующие па звенья механизма, не изменяются, и потому их отношения могут быть выражены через к. п. д. обращенного механизма. Второй метод является приближенным, так как при обращении движения несколько меняются силы гидравлического сопротивления (в передачах с колесами, погруженными в масляную ванну), не учитываются центробежные силы инерции сателлитов и т. п. Однако он применяется чаще, так как при расчетах по первому методу надо иметь значения коэффициентов тренпя в зубчатых зацеплениях, которые, как правило, не известны. При расчетах по второму методу требуется лишь знать к. п. д. зубчатого механизма с неподвижными осями (к. п. д. обращенного механизма), экспериментальные значения которого определены с достаточной точностью. [c.462]

На рис. 6.6, а схематично показана планетарная передача, у которой из-за погрешностей изготовления вместо = 4 сателлитов временно находятся в зацеплении п = 2 диаметрально противоположных сателлита. Деформация колеса Ь происходит под действием сил Р 1, Р 2, превышающих среднюю нормальную силу (f ) , которая бы действовала при равномерном распределении нагрузки между п = 4 сателлитами. При дальнейшем увеличении передаваемой нагрузки деформация центрального колеса Ь (во много раз превосходящая перемещения, вызванные деформациями зубьев и опор сателлитов) компенсирует погрешности в зацеплении сателлитов д2 и д .. В итоге (рис. 6.6,6) в зацеплении будут находиться все сателлиты, воспринимающие соответственно силы f l, F 2, Р 4. Показанный на рис. 6.5 вариант передачи момента к плавающему основному звену посредстводм шарнирных муфт возможен, но обычно нецелесообразен из-за их больших осевых и диаметральных размеров. Наибольшее распространение для этой цели получили двойные зубчатые муфты (см. гл. 13), представленные схематично на рис. 6.1, а, где с помощью зубчатых муфт предусмотрена возможность плавания обоих центральных [c.115]

Основной особенностью конструкции планетарных передач являются симметрично расположенные одинарные или сложные сателлиты, работающие параллельно и вращающиеся как относительно своих осей, так и вместе с ними относительно центральной оси. Отсюда вытекает ряд частных особенностей, учитываемых при расчете степень равномерности распределения нагрузки по сателлитам определение относительных чисел оборотов колес при расчете зубчатых зацеплений и подшипников обеспечение, кроме условий соосности, условия сборки и соседства при определении числа зубьев колес многосателлитных передач возможность циркуляции мощности в замкнутых контурах действие центробежных сил на узлы опор сателлитов у быстроходных передач односторонняя или двухсторонняя работа зубьев сателлитов в зацеплении с солнечным колесом и эпициклом даже при неизменном направлении вращения валов число полюсов зацепления при определении нагрузки в них и определении числа циклов нагружения разгрузка опор центральных колес благодаря уравновешиванию радиальных усилий при выборе коэффициента концентрации напряжений лучшее распределение нагрузки по длине зуба из-за меньшего изгиба валов, меньшей деформации картера и меньшего консольного действия сил при внутреннем зацеплении. [c.123]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...