Условия в планетарной зубчатой передаче

СООСНОСТИ УСЛОВИЕ в ПЛАНЕТАРНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ— условие, согласно которому межосевые расстояния зубчатых пар планетарной передачи одинаковы, благодаря чему обеспечивается совпадение осей центральных колес и сателлитов. [c.334]

УСЛОВИЕ СБОРКИ В ПЛАНЕТАРНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ — см. Сборки условие в планетарной зубчатой передаче. [c.387]

Условия в планетарной зубчатой передаче i [c.433]

СБОРКИ УСЛОВИЕ В ПЛАНЕТАРНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ - соот-нощение между числами зубьев колес планетарной передачи, обеспечивающее их сборку. Обычно имеет смысл условие сборки при симметричном расположении сателлитов. Очевидно, что установить сателлит между центральными колесами можно, повернув их относительно друг друга так, чтобы зубья сателлита оказались напротив впадин центральных колес. Последующая установка второго и всех других сателлитов может быть обеспечена только при соблюдении С, Оно обеспечивается при следующем соотнощении чисел зубьев для сх, а (см. здесь и далее Планетарная зубчатая передача) = С, где [c.407]

СООСНОСТИ УСЛОВИЕ в ПЛАНЕТАРНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ — условие, согласно которому меж-осевые расстояния зубчатых пар планетарной передачи одинаковы, благодаря [c.428]

СОСЕДСТВА УСЛОВИЕ В ПЛАНЕТАРНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ — условие, обеспечивающее установку сателлитов в водиле без соприкосновения вершин зубьев соседних сателлитов. [c.430]

В данной сх. сателлиты / так же, как и сателлиты д, выполнены с общим венцом (см. Соосности условие в планетарной зубчатой передаче). [c.431]

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

УСЛОВИЕ СООСНОСТИ в ПЛАНЕТАРНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ- [c.499]

Сравнительно большие передаточные отношения можно получить в замкнутых дифференциальных механизмах путем введения кинематических связей в виде рядовых или планетарных передач, устанавливающих соотношение между угловыми скоростями центральных зубчатых колес или угловыми скоростями одного из центральных колес и водила. Замкнутый дифференциальный механизм, полученный введением дополнительной кинематической связи в виде двухступенчатого рядового механизма, состояш,его из зубчатых колес Г, 4, 4, 3 (табл. 14.2, и. 6), обеспечивает /= 20. Ограничениями на подбор чисел зубьев в этой передаче являются условия соосности, сборки и соседства для зубчатых колес дифференциала и условия соосности для зубчатых колес замыкающего двухступенчатого зубчатого механизма. [c.168]

Конструируя редуктор на мощность с передаточным отношением I и учитывая условия геометрии, кинематики, динамики, прочности, износостойкости или долговечности, определяют его габариты. Интересные сравнительные данные габаритов при конструировании редукторов приведены проф. В. Н. Кудрявцевым. Так, на рис. 5.19 представлено сравнение габаритов рядового зубчатого (а) и планетарного однорядного (б) и планетарного двухрядного (в) редукторов. Все перечисленные редукторы имеют 1 = 7 при мощности на ведомом валу 35 кВ (твердость рабочих поверхностей зубьев ЯВ = 240). Сравнение габаритов рядовой зубчатой и планетарной однорядной передач при различных передаточ- [c.199]

Планетарные передачи характерны малыми габаритами и весом по сравнению с простыми зубчатыми редукторами, что объясняется а) большим передаточным числом в одной ступени, обычно позволяющим избегать многоступенчатых передач б) распределением нагрузки между несколькими сателлитами в) широким применением передач с внутренним зацеплением, обладающих повышенной несущей способностью. Однако высокие показатели работы реализуются только при условии выбора оптимальных схем. В настоящее время разработаны научные основы выбора схем и проектирование планетарных передач [114, 115]. [c.60]

В этом случае нагрузка на зубья колес будет более равномерная однако при этом машина станет тяжелее. В наиболее тяжелых условиях будет работать зубчатое колесо, установленное на кривошипном валу, так как наибольшей нагрузке будет подвергаться один и тот же зуб именно этого колеса. С этим надо считаться при расчете зубчатой передачи. Но этого можно избежать, применяя такую планетарную передачу, в которой с кривошипом соединено водило. [c.115]

Введение. Зубчатые передачи являются наиболее распространенным видом передач, используемых в механических приводах машин различного назначения. Разновидностью зубчатых передач являются планетарные передачи, представляющие собой зубчатые механизмы, оси одного или нескольких звеньев которых совершают вращательные движения. Планетарные передачи в определенных условиях позволяют при небольших габаритах и весе получать значительные по величине передаточные отношения. Благодаря этим свойствам планетарные передачи оказываются в ряде случаев предпочтительными по сравнению с другими видами передач при проектировании механических приводов целого ряда современных машин [1], [2]. [c.106]

Область применения. Область применения зубчатых передач с внутренним зацеплением в основном ограничивается некоторыми типами планетарных передач и передач, которые должны обеспечивать одинаковое направление угловых скоростей колеса и шестерни при малом межцентровом расстоянии. Несмотря на компактность передач с внутренним зацеплением и лучшие условия их зацепления (меньшие контактные напряжения, чем при внешнем зацеплении с теми же диаметрами зубчатых колёс), они не получили большого распространения вследствие трудностей зубо-нарезания и зубошлифования, а также вследствие обычно недостаточной жёсткости валов и опор при консольном расположении шестерни и колеса. [c.306]

Параметры оптимизации планетарной передачи в основном те же, что и у простой зубчатой передачи. Дополнительно рассматривают определение оптимальных чисел зубьев при соблюдении трех условий сборки. [c.199]

В зависимости от условий эксплуатации к зубчатым колесам предъявляются различные требования как по величине, так и по характеру допускаемых погрешностей. Так, кинематическая точность передачи является главным требованием для делительных и отсчетных передач, планетарных передач с несколькими сателлитами и т. п. плавность передачи является главным требованием для высокоскоростных передач контакт между поверхностями зубьев является наиболее существенным требованием для тяжело нагруженных тихоходных передач величина же бокового зазора в передаче и колебание этой величины имеют весьма важное значение для реверсивных, съемных и тому подобных передач. [c.586]

Зубчатые передачи используют для всех механизмов и применяют, как правило, в редукторах открытые зубчатые передачи применяют реже, в основном по условиям компоновки механизма, при окружной скорости не более 1,5 м/с. Используют передачи как рядовые (геометрические оси зубчатых колес неподвижны), так и планетарные (с подвижными геометрическими осями зубчатых колес). При параллельных осях зубчатых колес в основном применяют / цилиндрические эвольвентные передачи, иногда — передачи с зубьями кругового профиля (передачи Новикова). При пересекающихся осях используют конические передачи, чаще всего с межосевым углом 90 . Червячные передачи, как и конические, служат для передачи движения на валы, оси которых перекрещиваются под углом 90°. Эти передачи встречаются в механиз- [c.180]

В Зависимости от условий эксплуатации к зубчатым колесам предъявляются различные требования как к величине, так и к характеру допускаемых погрешностей. Так, кинематическая точность является основным требованием для делительных и от-счетных передач, планетарных передач с несколькими сателлитами и т. п. плавность работы — основное требование для высокоскоростных передач полнота контакта зубьев имеет наибольшее значение для тяжелонагруженных тихоходных передач величина бокового зазора и колебание этой величины наиболее важны для реверсивных, отсчетных, съемных и других передач Следует также учитывать, что обеспечение того или иного показателя точности зависит от различных технологических факторов. Например, кинематическая точность обеспечивается за счет малого радиального биения зубчатого колеса, обработки его на станке с точной кинематической целью циклическая погрешность зависит от точности червяка делительной передачи [c.403]

Выше мы рассмотрели некоторые виды механизмов дифференциалов с двумя степенями подвижности. Эти дифференциалы имеют два ведущих звена. В технике применяются сателлитные механизмы, состоящие из дифференциала, между ведущими звеньями которого установлена промежуточная зубчатая передача. Эта передача накладывает дополнительное условие связи, и дифференциальный механизм превращается в сложный планетарный механизм с одной степенью подвижности. Такой механизм называется замкнутым дифференциальным механизмом. [c.172]

В зависимости от условий эксплуатации к зубчатым колесам предъявляются различные требования как по величине, так и по характеру допускаемых погрешностей. Так, кинематическая точность является основным требованием для делительных и отсчетных передач, планетарных передач с несколькими сателлитами ИТ. п. плавность работы — основное требование для высокоскоростных передач полнота контакта зубьев имеет наибольшее значение для тяжелонагруженных тихоходных передач величина бокового зазора и колебание этой величины наиболее важны для реверсивных, отсчетных, съемных и других передач. [c.838]

В основе расчета планетарных передач лежат те же критерии работоспособности и условия прочности, что и для простых зубчатых передач. Вместе с тем расчет планетарных передач имеет свои особенности. Расчет планетарных передач выполняют в следующем порядке. [c.74]

Кинематика. При исследовании кинематики планетарных передач широко используют метод остановки водила — метод Виллиса. Всей планетарной передаче мысленно сообщается вращение с частотой вращения водила, но в обратном направлении. При этом водило как бы затормаживается, а все другие звенья освобождаются. Получаем так называемый обращенный механизм (см. рис. 8.45, в), представляющий собой простую передачу, в которой движение передается от ак h чер паразитные колеса g. Частоты вращения зубчатых колес обращенного механизма равны разности прежних частот вращения и частоты вращения водила. В качестве примера проанализируем кинематику передачи, изображенной на рис. 8.45. Условимся приписывать частотам вращения индекс звена п , П/, и т. д.), а передаточные отношения сопровождать индексами в направлении движения и индексом неподвижного звена. Например, ( t, означает передаточное отношение от а к h при неподвижном Ь. Для обращенного механизма [c.158]

Таким образом, заданное передаточное отношение можно обеспечить множеством различных схем планетарных передач, которые будут значительно отличаться по размерам, к. п. д., динамическим качествам. Схемы должны выбираться как с учетом качества простых планетарных передач, из которых компонуется зубчатый редуктор, так и назначения механизма, условия и режима его работы, места установки, а также учета типа передачи и вида зацепления, распределения и г ц по ступеням и выбора числа ступеней, оценки потерь на трение, вибрации и упругости звеньев и пр. Поэтому в общем случае выбор схемы с учетом множества факторов может быть выполнен только методами оптимизации с применением ЭВМ. [c.420]

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]

В зубчатых планетарных передачах (рис. 7.16, а, б,-в) модули всех колес одинаковы. Количество зубьев у колес каждой передачи 2i = 50, 2з = 30 и 2з-=32. Определить аналитически из условия соосности количество зубьев неподвижного колеса 5 [c.123]

Планетарной передачей или планетарным редуктором называется зубчатый механизм, одна или несколько осей которого подвижны. Планетарные редукторы в определенных условиях позволяют при небольших габаритах и весе [c.125]

Нетрудно убедиться в том, что если сделать зубчатое колесо гз неподвижным, то найденное только что уравнение для к. п. д. обращается в приведенные выше уравнения для к. п. д. планетарной передачи. Из уравнений (23.40) и (23.41) видно, что самоторможение дифференциальной передачи возможно в случае, если ведомым является поводок, причем условия самоторможения оказываются теми же, что и для планетарной передачи. [c.480]

В сх. б движение от входного звена I через зубчатую пару 6 — 4 и водило h передается центральным колесам а и Ь дифференциального м. D и соответственно выходным звеньям II и III. Между выходными звеньями установлена замыкающая передача, содержащая зубчатую пару 10 — 9, планетарную передачу П и зубчатую пару 12 — 11. Числа зубьев подобраны таким образом, что при одинаковых угловых скоростях звеньев II и III центральное колесо Ui остается неподвижным. В данном случае выполняют условие [c.394]

СБОРКИ УСЛОВИЕ В ПЛАНЕТАРНОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧЕ — соот ношение между числами зубьев колес планетарной передачи, обеспечива-ющёе их сборку. Обычно имеет смысл условие сборки при симметричном расположении сателлитов. Очевидно, что установить сатадлит М жду центральными колесами можно, повернув их относительно друг друга так, чтобы вубья сателлита оказались напротив [c.317]

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]

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]

Особенности расчета планетарных передач. Числа зубьев колес. В отличие от обычных зубчатых передач расчет начинают с выбора чисел зубьев колес. Кроме обеспечкния заданного передаточного отношения необходимо, чтобы зубчатые колеса удовлетворяли следующим условиям сборки соосности, симметричному расположению сателлитов, соседству. [c.304]

В цилиндрическом редукторе со встроенной планетарной передачей (лист 131) движение передается от шестерни быстроходного вала Ш на колесо, закрепленное на одном валу с центральной шестерней планетарной передачи. При затормаживании тихоходного вала J (см. кинематическую схему на листе 131) центральное колесо с внутренним зацеплением также остается неподрижным. На тихоходный вал II движение передается через сателлитные шестерни на водило и связанную с ним жестко шестерню цилиндрической передачи, поеледняя через колесо - на вал. При торможении тихоходного вала II неподвижным становится водило. Движение от центральной шестерни через сателлитные шестерни, которые в этом случае становятся паразитными, передается на центральное колесо, соединенное с цилиндрической шестерней, дальше через колесо на вал I. В зависимости от условий работы механизма оба тихоходных вала могут иметь одно и то же или разное число оборотов в минуту. Это осуществляется путем соответствующего подбора передаточных чисел зубчатых передач. [c.313]

Расчет долговечности, прочности и геометрии планетарных передач производят раздельно для каждого зацепления с учетом условий их связанности. Например, раздельно рассчитывают внешнее зацепление a-g и внутреннее b-g в схеме А> внешнее a-g, внутренние b-g и е-/ в передаче типа 3/(. Расчет ведется при условно остановленном водиле. Каждрму зубчатому колесу помимо буквенных обозначений присваивают индексы 1 — меньшему, 2 — большему зубчатому колесу (рис. V.1.3, г). Значения передаточных чисел, частот вращения и вр1ащающих моментов в зацеплениях планетарных передач приведены в табл. У. 1.25. В планетарном механизме может быть остановлено любое из соосных звеньев из числа а, Ь, h. В связи с этим при определении передаточного числа указывают направление движения, например ilh — передаточное отношение от ведущего звена а к ведомому h при остановленном Ь. При остановленном водиле h Й. [c.200]

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]

Программа синтеза планетарных механюмов SP позволяет синтезировать однорядный и двухрядные планетарные механизмы (см. рис. 7.1) в некотором диапазоне изменения чисел зубьев зубчатых колес. При синтезе многосателлитной планетарной передачи заданной схемы решаются задачи подбора таких чисел зубьев ее колес, которые будут удовлетворять следующим условиям [c.329]

Условие соосности. Оси центральных колес планетарных передач совпадают с основной, поэтому для механизма с цилиндрическими передачами зацепления центральных колес с сателлитами имеют одно и то же межосевое расстояние. Исключение составляют передачи, в которых сателлит состоит из двух сцепляющихся зубчатых колёс. Таким ибрааим, условие соосности для передач Лий имеет вид [c.73]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...