Планетарная Расчет

Пример 3. Провести силовой расчет одноступенчатого планетарного редуктора Джемса (рис. 62, а). К водилу Н приложен момент сопротивления М — =1 16 нм, а к колесу / — уравновешивающий момент сопротивления Му. Числа зубьев колес равны г, = 20, = 20, г., = 60 модули всех колес одинаковы и равны m = 2 мм угол зацепления колес = 20°. [c.109]

Г. К многозвенным зубчатым механизмам с подвижными осями относятся так называемые планетарные механизмы, кинематика которых была нами рассмотрена в 33, а силовой расчет и опре- [c.499]

Кинематические и силовые расчеты планетарных и волновых передач приведены в гл. 9 и 10 настоящего пособия. Расчеты ременных и цепных передач из-за недостатка места здесь не даны. Их следует выполнять по учебнику Детали машин [6]. [c.30]

Конструирование планетарных передач начинаю] с кинематического расчета. [c.150]

Первые этапы силового расчета планетарных передач (выбор материала, термической обработки и определение допускаемых напряжений) выполняют по рекомендациям для расчета цилиндрических зубчатых передач. [c.150]

В настоящем издании (4-е — 1985 г.) приведен анализ результатов расчета передач на ЭВМ и рекомендации по выбору варианта для конструктивной проработки учтены изменения в методике расчета зубчатых и червячных передач, валов, подшипников качения, планетарных и волновых передач, при конструировании корпусных деталей и др., произошедшие со времени выхода в свет предыдущего издания. [c.2]

Ниже приведен кинематический расчет планетарной передачи с прямозубыми колесами. [c.219]

Первые этапы силового расчета планетарных передач (выбор материала и термической обработки, определение допускаемых напряжений) вьшолняют так же, как при расчете цилиндрических зубчатых передач (гл. 2). [c.221]

Ниже рассмотрены только особенности расчета планетарных передач. [c.221]

Особенности расчета планетарных передач [c.157]

Расчет на прочность. Для расчета прочности зубьев планетарных передач используют те же формулы, что и при расчете простых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления например (см. рис. 8.45), для наружного зацепления — колеса а и g, для внутреннего — колеса gn Ь. Так как силы и модули в этих зацеплениях одинаковы (см. рис. 8.46), а внутреннее зацепление по своим свойствам прочнее наружного, то при одинаковых материалах достаточно рассчитать только зацепление колес а и g. При разных материалах расчет внутреннего зацепления выполняют с целью подбора материала колеса или как проверочный. [c.162]

Потери мощности на трение в силовых планетарных передачах относительно небольшие и при проектировочных прочностных расчетах можно их не учитывать. При таком допущении соотношение [c.163]

При более точных (проверочных) расчетах принимаются во внимание факторы, которые учитываются коэффициентом полезного действия. Последний определяется из следующих предположений. Потеря мощности в планетарной передаче образуется из потерь на трение в зацеплениях, опорах и потерь на размешивание и разбрызгивание масла. Расчетным путем относительно точно можно определить потери в зацеплении и опорах. Аналитическое определение гидравлических потерь сложно и приближенно, поэтому их определяют опытным путем. Обычно они составляют небольшую часть от потерь в зацеплении и в расчетах часто не учитываются. [c.165]

Расчеты зубчатых колес планетарных передач на прочность принципиально не отличаются от рекомендуемых ГОСТ 21354—75 И выполняются в виде проектировочных и проверочных. Размеры зубчатых колес планетарных передач определяют в большинстве случаев из расчета на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и значительно реже из расчета зубьев на изгиб или заданную долговечность подшипников качения сателлитов. [c.169]

Табл. 7.13. Расчет подшипников качения для сателлитов планетарного

Расчет замкнутых планетарных передач начинают с определения силы, действующей на сателлит со стороны звена, не входящего в цепь замыкания. На рис. 211 показано направление окружных сил, приложенных к звеньям такой передачи. Расчет этих сил [c.330]

При расчете планетарных передач, как правило, не учитывают силы тяжести и силы инерции звеньев. Силами тяжести звеньев передачи обычно пренебрегают ввиду их незначительности по сравнению с другими силами. Центробежные силы инерции, возникающие в результате вращения сателлитов относительно центральной оси механизма, при соответствующем расположении сателлитов уравновешиваются внутри механизма. [c.330]

УКАЗАНИЯ К РАСЧЕТУ НА ПРОЧНОСТЬ ЗАЦЕПЛЕНИЙ ПЛАНЕТАРНЫХ МЕХАНИЗМОВ [c.338]

Исходные положения и формулы, используемые при расчете на прочность зубьев передач с неподвижными геометрическими осями вращения колес, в основном справедливы и для планетарных. Независимо от типа и сложности планетарного механизма расчету подлежит каждая пара сопряженных колес, одним из которых всегда является сателлит. Так, например, в передачах 2К-Я рассчитывают зацепления двух пар, а в передачах ЗК — трех пар колес. [c.338]

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]

Проектирование и расчет планетарных передач приведены в работе 44 . [c.220]

Расчет планетарных и дифференциальных передач можно производить, сообщив мысленно всей неподвижной плоскости Ax t/i вращение с угловой скоростью —(Вхд, равной по модулю н противоположной по направлению угловой скорости кривошипа АВ (метод остановки или метод Виллиса). [c.173]

Расчет планетарных и дифференциальных передач можно также производить с помощью мгновенных центров скоростей (см. 56). [c.173]

Кинематический расчет пространственных планетарных передач, составленных из конических зубчатых колес, осуществляется аналитическим или графическим методом, но при исследованиях оперируют векторной величиной угловой скорости. Такие механизмы нашли широкое применение в виде дифференциалов с двумя степенями свободы (рис. 15.9, а). Этот механизм состоит из центральных колес /, 3 и водила Н, вращающихся вокруг оси AOF, планетарного колеса 2, участвующего в двух вращательных движениях в пространстве (вместе с водилом вокруг оси OF и относительно водила вокруг оси ОС). Следовательно, ось ОС является осью вращения колеса 2 относительно водила Н, линия ОВ — осью мгновенного вращения колеса 2 относительно колеса /, линия 0D — осью мгновенного вращения колеса 2 относительно колеса 3. [c.411]

Расчет на прочность зубьев планетарных передач ведут по формулам для расчета простых передач. Расчет выполняют для внешнего зацепления — колеса 7 и 2 (см. рис. 3.111) и внутрен- [c.369]

Силы в зацеплении и расчет зубьев на прочность. Определение сил и моментов сил в планетарных механизмах производится по условию равновесия отдельных звеньев. Для выполнения силового расчета должны быть известны внешний момент на входном или выходном валах механизма, геометрические [c.232]

В кинематических расчетах планетарных механизмов к обозна-чения и угловой скорости со добавляют индексы, соответствующие обозначениям вращающихся звеньев. Например, угловую скорость (частоту вращения) звена Ь обозначают oj (иь). [c.466]

Основная задача, решаемая при синтезе планетарной передачи, заключается в том, чтобы обеспечить заданное передаточное отношение и . В зависимости от того, какое звено в однорядной рассматриваемой передаче принимают за стойку и какое ведущим, для расчета передаточного отношения используют одну из формул [c.115]

Графическая часть. Результаты выполненных на ЭВМ расчетов изображают на чертеже формата № 24, примерный вид которого показан на рис. 111.4.2. Слева изображают схему планетарной передачи с тем числом сателлитов, которое определено расчетом, и план окружных скоростей зубчатых колес (в масштабе). Ниже располагают таблицу, в которую заносят значения окружных скоростей, взятые из плана скоростей и найденные аналитически по формулам [c.117]

У к а 3 а и и е. При силовом расчете планетарных редукторов для того, чтобы задачу об определении реакций в кинематических парах решать поэвенно, рекомендуется ведущим звеном считать водило Н. Поэтому, если уравновешивающий момент Му предполагается приложенным к колесу 1, а момент, представляющий собою нагрузку на редуктор, — к водилу Н, то надо предварительно найти этот момент. Му находится из равенства нулю алгебраической суммы мощностей, которые создаются моментами Му и М [c.109]

Синтез планетарного механизма и эвольвеитного зацепления. Передаточное отношение планетарного механизма определяется на основании кинематического расчета привода (если оно не задано). [c.199]

Для всех вариантов принять 1) кривошип уравновешен 2) центральный момент инерции н атуна 2 /5 =0,17 3) I =0,35 1лв] 4) фазовые углы поворота кулачка срп = фоп, фв.в = 10° 5) модуль зубчатых колес планетарного редуктора И1 = 4 мм 6) число сателлитов в планетарном редукторе А = 3 7) массой н моментами инерции звеньев, значения которых не указаны, в расчетах пренебречь. [c.260]

Данное пособие поможег учащимся техникумов выполнить расчеты зубчатых, червячных, планетарных и волновых передач, расчегы валов, подшипников качения, научиг их конструировать зубчатые и червячные колеса, червяки, подшипниковые узлы, валы, корпусные детали, ознакомиг со способами смазывания и с уплотнениями. Учащиеся приобретут знания по выполнению рабочих чертежей деталей. Весь процесс работы над проектом последовательно показан в пособии на примерах расчега и конструирования цилиндрических, конических, червячных и планетарных передач. [c.393]

Настоящее издание отличается от предыдущего следующим введены главы, посвященные методике расчета. убчазззх и червячных передач, модшинииков качения расчета и конструирования планетарных и волновых передач г-тава Выполнение чертежей деталей дополнен материалами по оформлению рабочих чертежей звездочек цепных передач и корпусных деталей. [c.3]

В книге изложены общие вопросы курсового проектироваЕшя деталей машин, теоретические основы и практические рекомендации по расчету и конструированию ременных, цепных, фрикционных, зубчатых, волновых и планетарных передач. Расчет и конструирование выполнены в соответствии с требованиями ГОСТов и стандартов СЭВ. [c.2]

Ограниченный объем пособия не позволяет дать исчерпывающие сведения по всем вопросам курсового проектирования. Авторы уделили основное внимание наиболее растространенным типам передач и новым ГОСТам на параметры и методы расчетов деталей машин, рассчитывая, что студенты будут ши эоко использовать уже известные пособия. Более подробно изложен материал по допускам и посадкам в гл. 7 ч. 2. В большем объеме представлены геометрические расчеты зубчатых, планетарных и червячных передач. [c.3]

Обычно известными величинами при статическом расчете планетарной передачи являются крутяи1,иймоментМдиразмерызвеньев. Величины крутящих моментов /Ив и /Ит определяют через момент /Ид и кинематические параметры передачи на основании уравнения (21.8). [c.329]

При расчете планетарных передач на контактную и изгибную прочность рассматривают зубчатую пару, вводя к расчетному моменту на центральном колесе сомножитель К,.// ,., где Kv - когг ф( )ициент, учитывак)ш,ий ие .авномерность распределения нагрузки между сателлитами (Кс = = 1,15,..1,20 — при отсутствии избыточных связей, например, при плавающем солнечном колесе и /Сс=-2 при отсутствии выравнивания нагрузки) u = z>/zi — передаточное число колес рассчитываемого зацепления берут равным 0,7,.,0,5 для термоулучшенных материалов, 0,5...0,3 — для закаленных (меньшие значения для сателлитов с двойным зубчатым венцом). [c.220]

Выбор числа зубьев колес в планетарных передачах связан с 1<инематическим расчетом и предшествует расчету передачи на прочность. В зависимости от заданного передаточного отношения в соответствии с интервалами рациональных передаточных отношений по табл. 20.1 можно выбрать схему планетарной передачи тогда можно определить выражение передаточного отношения через числа зубьев колес. Например, для механизма по схеме 1 (табл. 20.1) [c.230]

Расчет на прочность зубьев колес планетарных передач ведут по формулам 19.6 с учетом особенностей работы передачи при определении окружного усилия на зубьях колес. Кпд различных схем планетарных передач указаны в табл. 20.1. Более подробные сведения по проектированию и расчету планетарнькх передач даются в литературе [7, 14]. [c.234]

Резерфорд обнаружил nopa3HTejn>Hbm факт — некоторые а-частицы рассеивапись назад. Это казалось невозможным, если учитывать их массу и скорость движения. Но факт есть факт, и объяснение рассеяния в обратном направлении могло быть только одно внутри атомов есть крохотный тяжелый центр, несущий поло кительный заряд. В науке впервые появилось понятие атомного ядра. В результате расчетов Резерфорд получил, что размеры ядра составляют всего 10 10 см. Он предложил планетарную модель атома (рис. 47), в которой вокруг положительно заряженного ядра на относительно больших расстояниях двиасутся электроны. [c.162]

Ниже следует пять заданий, связанных с проведением расчетов на цифровых ЭВМ кинематический анализ плоских рычажных механизмов динамический анализ (включая расчет махового колеса) кривошипно-ползунного механизма синтез плоского шарнирного четырехзвеннпка проектирование планетарной передачи проектирование кулачкового механизма. В заданиях предусмотрены варианты исходных данных с тем, чтобы каждый студент имел свое, отличное от других задание. [c.69]

В учебниках по ТММ в разделе, касающемся проектирования зубчатых передач, подробно рассмотрено проектирование планетарной однорядной передачи, исходя из данного значения передаточного отношения 15, 6, 8]. При решении этой задачи в курсовом проекте могут быть использованы те же методы и алгоритмы расчетов на ЭВМ, с которыми стунденты познакомились при выпрл- [c.113]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...