Передаточное отношение — Определени

Передаточное отношение. Для определения передаточного отношения и изображенной на рис. 9.1 передачи воспользуемся методом обращения движений (в применении к планетарным передачам он называется методом Виллиса). [c.185]

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]

Вследствие того, что начальные цилиндры в зубчатых механизмах являются условными, то через них неудобно определять передаточное отношение при определении передаточного отношения значительно проще воспользоваться отношением чисел зубьев, а не радиусами начальных окружностей. Умножим числитель и знаменатель отношения (1.32) на 2я и получим отношение длин начальных окружностей. Величина их может быть заменена произведением чисел зубьев на расстояние между одноименными профилями соседних зубьев — (шаг по начальной окружности), одинаковое для пары зацепляющихся колес [c.39]

Из рис. 111.60, б видно, что k изменяется при изменении передаточного отношения (/). При определенном сочетании угловых скоростей ведущего и ведомого валов жидкость натекает на лопатки реактора со стороны турбинного колеса таким образом, что обтекает их без образования реактивного момента со стороны реактора. В этом случае, поскольку Л1р = О, моменты на ведущем и ведомом колесах будут [c.201]

Передаточные отношения редукторов — Определение — Графики 739, 740, 741, 742 Передачи — см. по их названиям, например Зубчатые передачи Клиноременные передачи Плоскоременные передачи Ременные передачи Цепные передачи Червячные передачи Перемещения — Определение 57 [c.964]

Дифференциальный механизм позволяет получить точные передаточные отношения с определенным замедлением или ускорением вращения, а также складывать два движения на один вал. [c.122]

Второй этап расчета — определение основных размеров передачи. В приводимых ниже формулах под 1,2 надо разуметь фактически получившееся передаточное отношение [c.203]

При передаче движения между валами, находящимися на большом расстоянии друг от друга, или при необходимости воспроизведения передаточного отношения определенного знака часто применяется рядовое соединение колес, состоящее из ряда последовательно соединенных колес, каждое из которых имеет собственную ось вращения (рис. 7.16). Общее передаточное отношение такого рядового соединения, состоящего в рассматриваемом случае из четырех колес, равно [c.151]

Определение общего передаточного отношения рядового соединения круглых конических зубчатых колес может быть выполнено по формуле (7.35). [c.152]

Для определения передаточного отношения зн от вала Оз к валу Оц этого редуктора можно воспользоваться формулой (7.40). Имеем [c.155]

Переходим к рассмотрению вопроса об определении основных параметров червячной передачи (рис. 23.16). Согласно формуле (23.24) передаточное отношение от червяка к колесу так же, как и в ортогональной винтовой передаче, равно [c.489]

Формулы для определения передаточных отношений типовых планетарных механизмов [c.501]

Задача заключается в определении числа зубьев сменных шестерен Х1—Xi, обеспечивающих заданное передаточное отношение /о с точностью Д 1о—Д 1 1о-+-Д, где 1= (Х1/Х3) (хг/д 4). [c.26]

Аналогичным образом можно получить зависимость и для сателлита. В табл. 7.2, 7.3 приведены формулы для определения передаточных отношений и угловых скоростей звеньев наиболее распространенных планетарных передач. [c.161]

Формулы для определения передаточных отношений различных типов передач, которые могут быть получены из таких дифференциалов поочередным закреплением в стойке одного из центральных колес, можно вывести из уравнения (21.3), полагая в нем равной нулю одну из угловых скоростей о,, со, или со . Например, для определения передаточного отношения в уравнении (21.3) принимаем со, = О, откуда [c.325]

Приведенный выше метод является универсальным, так как он применим к замкнутым планетарным механизмам практически любой степени сложности. Необходимо также подчеркнуть, что при использовании с)юрмул для определения величин передаточных отношений и угловых скоростей звеньев планетарных механизмов особое внимание следует уделять знакам этих величин. [c.327]

В качестве примера выведем формулу для определения КПД передачи, полученной из дифференциала, схема которого показана на рис. 206, путем закрепления в стойке коронного колеса Ь. Допустим, что ведущей является шестерня а, а ведомым — водило Н Кинематическое передаточное отношение такой передачи [c.333]

Теория и расчет деталей м а ш и и разрабатывались но мере появления и совершенствования конструкций. Простые расчеты определение передаточных отношений и действующих сил -- были известны еше в древней Греции. Первым исследователем в области деталей машин должен, по-видимому, считаться Леонардо да Винчи. Он рассматривал вопросы [c.9]

Для определения передаточных отношений 21=012/ 1 и им = = u) )/o)i дифференцируют выражения (3.72) — (3.74) по обобщенной координате ф1 [c.105]

При определении передаточных отношений 21 и U31 непосредственно по формулам (3.78) получают следующие соотношения в функции обобщенной координаты ф [c.106]

Если некоторые звенья механизма участвуют в сложном движении, состоящем из суммы двух вращательных движений, то для определения передаточных отношений можно воспользоваться методом обращения движения. [c.121]

Углы Pi и Рг между осями входного и промежуточного и выходного валов выбирают равными 3i=fi2, а вилки на промежуточном валу располагают в одной плоскости. При этих условиях коэффициент fi неравномерности движения равен нулю в силу соотношений, которые можно записать, используя соотношения (3.101), (3.102), для определения передаточного отношения usi [c.128]

Для аналитического определения передаточного отношения следует пользоваться формулой Виллиса. Останавливая водило, имеем для колес 1-3 (o)i — (o//)/((i) j — (о//) = —г /ги для колес 4-5 будет (oV 45 =--колес 6-7 имеем о),Уо)7 = + Гу/г,,. Заменяя в первом выражении о),) = о)4 = — о)5(г /г4) и (,)// = (,),,= = ( )7(г7/г, ), имеем [c.418]

Рассмотрим сущность этого метода определения чисел зубьев на примере механизма, изображенного на рис. 15.10, а, составленного из нулевых колес. Из уравнения передаточного отношения этой схемы = I—(2224/2,23) находится значение дроби z iz / z 2 )=[ — uu]= М/N. Каждое из этих двух взаимно простых чисел М н N несократимой дроби представляется в виде сомножителей i K ). В свою очередь, каждое из С, должно быть пропорционально 2,. Полагая j/ , пропорциональным z /z , получаем 22==2,(С2/С,). Аналогично рассуждая, имеем 24 = 2з(С4/Сз). Подставляя эти значения в условия соосности 2,+23 = 24+ 23, получаем (при одинаковых модулях) z - - ) = z J z , или 2 [(С, + С2)Сз] =2з ((С4 +Сз)С ]. Чтобы это соотношение было тождественно, проще всего положить 2, = С,(С4 + С3) и 2з = С з(С + [c.425]

Определение передаточных отношений различных передач [c.266]

Формула для определения передаточного отношения [c.267]

Определение передаточных отношений простейших [c.274]

При решении задач с планетарными передачами необходимо очень внимательно следить за правильностью определения знаков передаточных отношений между отдельными лементами передачи. Правило знаков передаточных отношений приведено в 39-9. [c.276]

Многоступенчатые передачи составляют из ряда соединенных между собой простых передач (или ступеней). Определение передаточного отношения многоступенчатой передачи рассмотрим на примере передачи, изображенной на рис. 1.133. Вращение между валами 1 и 2 передается с помощью зубчатых колес с числом зубьев гг и г , передача вращения между валами 2 нЗ производится зубчатыми колесами е числом зубьев г и 2з и, наконец, между валами 3 и 4 вращение передается ременной передачей с диаметрами шкивов йз и Для удобства вычислений у обозначений чисел зубьев и диаметров шкивов поставлены индексы, соответствующие нумерации валов. [c.110]

Способ определения коэффициентов квадратичной формы поясним на примере (рис. 19). Рассматривается динамическая модель механизма, состоящего из двух валов, соединенных зубчатой передачей. На схеме приведены абсолютные значения углов поворота в соответствующих сечениях ф у, моменты инерции У,у, движущий момент Мц и момент сопротивления тИгг- Как ул е отмечалось, для зубчатой передачи функция положения ведомого звена линейна, а первая передаточная функция П равна передаточному отношению i21- Определение коэффициентов квадратичной формь складывается из следующих этапов. [c.57]

Поводковые передачи не только изменяют передаточное отношение по определенному закону, но и прео бразуют вращательное движение в одной плоскости во вращательное движение в другой [c.92]

Полученные формулы являются приближенными формулами для определения коэффициента полезного действия планетарных механизмов. Для больц[инства механизмов указанные формулы дают значения коэффициента полезного действия, незначительно отклоняющиеся от действительных величин, за исключением тех механизмов, для которых передаточное отношение й в обращенном движении близко к единице. В этом случае передача [c.322]

Кинематическое исследование планетарных механизмов в общем случае сводится к определению угловых скоростей звеньев, а для простых и замкнутых планетарных передач, кроме того, к установлению величины II знака передаточного отношения. Известны несколько способов исследования [c.323]

Волновые передачи могут быть одноступенчатые и многоступенчатые. Одноступенчатые имеют передаточное отношение в диапазоне 60 i 250. Минимальное передаточное отношение min Ss 60 ограничивается изгнбной прочностью стального гибкого элемента (в случае применения пластмасс при малых нагрузках t min S 30), max 250 лимитируется модулем зубчатых колес, расчетная величина которого в этом случае должна быть пг < 0,1 мм. Очевидно, что изготовление силовых передач с таким малым значением модуля при сохранении необходимой точности зацепления составляет определенные трудности. Увеличение модуля по технологическим причинам приводит к неоправданному возрастанию габаритов и веса передач. [c.351]

Если прочность на изгиб является основным критерием работоспособности (для закаленных до высокой твердости зубчатых колес), а числа зубьев передачи заранее заданы кинематическим расчетом (например, согласно условиям точного передаточного отношения в металлорежу-Ш.ИХ станках и т. п.), расчет ведется в форме определения модуля по заданным числам зубьев с последующей проверкой контактной прочности. [c.172]

Многозвенные зубчатые механизмы могут быть как плоскими, так и пространствен-Н1)1ми. Они подразделяются на два основных вида зубчатые механизмы с неподвижными осями всех колес и механизмы, оси отдельных колес которых перемещаются относительно стойки. Ко второму виду относятся планетарные и волновые зубчатые механизмы. Большим достоинством механизмов второго вида является их компактность. Проектирование многозвенных зубчатых механизмов включает два этапа выбор структурной схемы определение чисел зубьев для вос проиэведения заданного передаточного отношения. [c.402]

Графическое определение передаточного отношения таких зубчатых механиз.мов можно осуи1ествить методом планов скоростей (треугольников скоростей) (см. 3.2). Треугольники скоростей можно построить, если известны линейные скорости не менее двух точек звена (по величине и направлению). Используя этот метод и построив треугольники скоростей (ломаная О А В С О на рис. 15.2,и), получаем наглядное представление о характере изменения скоростей от одного вала к другому, и можно определить графически угловую скорость любого колеса [см. формулу (3.8) так, о>4 = Uf/r4=( 7Ht.) ( -1<>/04С)= —tg ij 4. частоту его [c.405]

В отличие от механизма с неподвижными осями передаточное отношение иланетарного редуктора зависит не только от числа зубьев и знака их отношения, но и числа ступеней между центральными колесами (при остановленном водиле). Поэтому каждая конкретная схема планетарного редуктора имеет свое, вполне определенное, выражение для подсчета значения передаточного отношения иЩ, написанное через числа зубьев (или радиусы). При определении угловой скорости промежуточного колеса рекомендуется пользоваться формулой (15.6). [c.410]

Графические построения для определения передаточного отношения (рис. 15.13,6) удобно начинать с линии Н, задаваясь (u/y, строят скорость у,II = <лн0 0, а затем проводятся линия h (скорость оси сателлита О4О4), линия Ь (по V(h и у ), линия 2-а и линия / [c.417]

Принцип выбора типов и параметров рычажных передач. При выборе рычажных передач принцип Аббе не применим, однако и в этом случае необходимо выдерживать определенные требования, а именно соблюдать постоянство передаточного отношения и высокую точность. Особенностью рычажной передачи является наличие скользяш,его контакта в точке сопряжения сферы с плоскостью. Выбор сопряжения сфера—плоскость предопределен тем, что такие элементы могут быть выполнены с высокой точностью. Задачу можно считать решенной, если определен тип рычагов, их число и вид шарнира. Если сфера расположена на поворотном звене (рычаг со сферами), сопряжение называют синусным (синусный рычаг). Если поворотное звено имеет плоскости, с которыми соприкасаются сферы, расположенные на поступательно перемещающихся звеньях, сопряжение называют тангенсным (тангенсный рычаг). Для синусного рычага (рис. 6.9, а) основная зависимость, связывающая перемещение S постуиательного звена с длиной рычага I и углом поворота ф, имеет вид [c.144]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...