Передачи Выбор планетарные —

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

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]

Это общее уравнение, связывающее передаточные отношения и к.п.д. планетарной и обыкновенной зубчатой передачи. Выбор V зависит от условий задания. Иначе дело обстоит с выбором /. [c.348]

Существует большое количество различных типов планетарных передач. Выбор типа передачи определяется ее назначением. Наиболее щироко в мащиностроении применяется однорядная планетарная передача, схема которой показана на рис. 12.1. Это передача имеет минимальные габариты. Применяется в силовых и вспомогательных приводах. К.п.д. передачи т] = 0,96...0,98 при ц = 3,15...12,5. [c.182]

Выбор оптимальных схем механизмов и узлов. Например, замена многоступенчатых зубчатых передач на планетарную или волновую позволяет уменьшить массу передачи в несколько раз. [c.14]

Разновидности планетарных передач. Существует большое количе ство различных типов планетарных передач. Выбор типа передач [c.118]

Планетарные передачи — Выбор кинематической схемы 77 — 82 [c.603]

Дифференциальные и замкнутые дифференциальные передачи. Выбор чисел зубьев. Числа зубьев дифференциальных передач с двумя ведущими валами и одним ведомым определяют. рассматривая эти передачи как сложные, состоящие из двух простых планетарных, имеющих общее водило и сателлиты [см. формулы (5.6), (5.7), (5.8)]. Параметры этих простых передач выбирают исходя из задания на проектирование дифференциальной передачи. Дальнейший расчет ведут по изложенной выше методике. [c.161]

Р Расчет простых планетарных передач — Выбор чисел зубьев 149-156 [c.552]

В пособии изложены основы теории и расчета наиболее распространенных планетарных передач, выбор схем передач из числа существующих и составление схем с использованием элементов синтеза планетарных передач даны основы анализа сложных планетарных передач с двумя и тремя степенями свободы приведены особенности расчета планетарных передач и примеры расчета двух передач с различными схемами. [c.2]

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]

Выбор типа планетарной передачи. Существует большое количество различных типов планетарных передач. Их характеристики и анализ можно найти в [33]. Здесь даются только основные указания по выбору типа планетарной передачи. Самое широкое применение на практике получила простейшая передача, схема которой изображена на рис. 8.45. Она с успехом используется как для больших, так и для малых мош, юстей в машиностроении и приборостроении. [c.161]

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]

После выбора схемы планетарной передачи, назначения числа сателлитов (к) и модуля (т) производится оп[)еделение чисел зубьев колес так, чтобы наиболее точно обеспечить заданное передаточное отношение, а также условия соосности, соседства, сборки и отсутствия заклинивания колес передачи. [c.422]

Выбор чисел зубьев колес планетарной передачи производят по формулам (20.3) и (20,4). Для этого задаются числом зубьев одного из колес. Если колеса нарезаются без смещения инструмента, то, например, можно задаться 2, > 16. По известному [c.230]

Передача А самая распространенная из всех планетарных передач из-за ее малых габаритов и сравнительно простой конструкции- При использовании одной передачи А выбор значений передаточного отношения ограничен (см. варианты 1—3 табл. 18, в которых даны ориентировочные значения передаточных отношений, получаемых при различных неподвижных основных звеньях). Осуществив привод с помощью двух и большего числа передач А, можно получить любые значения передаточного отношения. [c.634]

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

При выборе решения в качестве одного из показателей можно учитывать сравнительную кинематическую выгодность передачи. Кинематически выгодной считают такую планетарную передачу, передаточное отношение которой I больше передаточного отношения в обращенном движении, т. е. рядовой зубчатой передачи I. [c.188]

Выбор числа сателлитов из условий соседства и равных углов между сателлитами. После выбора схемы планетарной передачи можно перейти к определению чисел зубьев. Но предварительно надо выяснить, какие ограничения накладываются на выбор числа сателлитов, так как эти ограничения связаны с числами зубьев всех колес передачи. [c.208]

Выбор чисел зубьев в планетарных не редачах. Основным условием синтеза планетарной передачи является воспроизведение заданного передаточного отношения. В зависимости от поставленных условий различают точный синтез, когда требуется точно воспроизвести заданное передаточное отношение, и приближенный синтез, когда допустимы некоторые отклонения от заданного передаточного отношения. [c.210]

Выбор типа зубчатой передачи. Большое распространение получили нереверсивные двухступенчатые редукторы, выполненные по последовательной схеме, как правило, без раздвоения мощности. Однако в новейших установках мощностью свыше 15 тыс. кВт находят применение передачи с раздвоением мощности, а также планетарные в комбинации с простыми. [c.159]

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]

После дополнительной отбраковки можно получить кинематическую схему планетарной коробки передач (см. фиг. 7), которая является схемой коробки передач Вильсона. Преимуществом рассматриваемого метода синтеза является то, что он охватывает все математически возможные решения, недостатком — очень большое число схем, которое надо рассмотреть, чтобы выбрать наилучшую. В процессе отбраковки приходится строить символические схемы планетарных коробок передач, что не только дополнительно усложняет работу по выбору нужной кинематической схемы, но и мешает возможности оценить конструктивные качества будущей планетарной коробки на этом этапе проектирования. [c.125]

В. Н. Кудрявцев [З] на основании теории замкнутых планетарных передач получил интересные выводы по выбору схем, в которых отсутствует циркулирующая мощность. Однако при компоновке планетарных коробок во многих случаях практически нельзя избежать циркулирующих мощностей, вследствие чего и многие [c.125]

Заметим, что выбор того или иного соединения звеньев определяется конструкцией деталей ряда, степенью сложности выполнения компоновки планетарной коробки передач и значениями к. п. д. [c.127]

Для уменьшения циркулирующих мощностей при выборе схемы планетарной коробки передач будем производить замыкание тормозного звена на ведущий вал, если искомое передаточное число [c.128]

Предложенный метод синтеза дает простое и удобное для практики решение вопроса о выборе схем планетарных коробок передач с двумя степенями свободы. [c.137]

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]

Выбор числа зубьев. Выбор числа зубьев связан с кинематическим расчетом и обычно предшествует расчету на прочность. При заданном / числа зубьев определяют предварительно с помощью формул (8.75), (8.86) и (8.87) в зависимости от типа передачи. Полученные значения уточняют по условиям собираемости планетарной передачи. Рассмотрим эти условия для передачи, показанной на рис. 8.45. [c.199]

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

Планетарные передачи обычно соосные и многопоточные (передача на схеме 3 — однопоточная). Поэтому при выборе чисел зубьев колес для обеспечения их собираемости необходимо выполнять следующие условия. [c.192]

При установке в планетарной передаче нескольких сателлитов (больше одного) необходимо учитывать дополнительное условие (условие сборки), ограничивающее выбор значений чисел зубьев колес проектируемой передачи, т. е. обеспечить возможность сборки передачи (одновременное заценление всех сателлитов с центральными колесами). Для этого искомые числа зубьев колес должны быть соответствующим образом связаны с числом сателлитов к и их расположением на водиле. [c.41]

Двизкение колеса а можно разложить на два переносное — совместно с води-лом h 11 относительное — относительно водила h. Мощность переносного движения (Ра)л = а"/гЛ/30 передается без потерь (г()э = 0). Мощность относительного движения Pa = T iiii — л/30 передается с потерями на трение > 0. В зависимости от значения и направления Пд и П ,, Рд может быть больше или меньше Яд. Поэтому и потери в планетарной передаче могут быть больше или меньше, чем в простой. В передачах с внешним зацеплением а и g (см. рис. 8.45) и /ft имеют одинаковые знаки (Пд — п/,, < Пд), потери в них меньше, чем в передачах с внутренним зацеплением а и g (см. рис. 8.48, й), у которых п и я/, имеют разные знаки [Пд — (—п/,) > Пд]. Это следует учитывать при выборе схемы передач. [c.160]

При проектировании многоступенчатых планетарных механизмов первостепенное значение имеет распределение обсцего передаточного отношения Ui.fim по ступеням так, чтобы в каждой ступени оно не превышало рационально допустимого значения и чтобы в тихоходной передаче оно было бы меньше, чем в быстроходной (первый от ведущего звена). От выбора передаточных отношений отдельных ступеней зависят габариты механизма, к.п.д., точность передачи движения, условия изготовления и т. д. При этом должны учитываться и конкретные условия, в которых будет работать механизм. В коробках скоростей транспортных машин и бп, разбивается так, чтобы наиболыпие размеры ступеней по диаметру были бы одинаковыми. [c.420]

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]

Синтез механизма заключается в поиске оптимальной совокупности значений его внутренних параметров. С этой целью критерии оптимальности выражают целевыми функциями, в основе которых лежат математические модели механизмов, представленные таким образом, что при оптимальной совокупности внутренних параметров механизмов, соответствующей наилучшему значению выходных параметров, целевые функции имеют экстремальное значение. Примерами подобных функций являются зависимости, применяемые при подборе чисел зубьев рядовых и планетарных зубчатых передач (см. гл. 14). Если среди всех показателей качества выделить один критерий, наиболее полно отражающий эффективность проектируемой машины или механизма, то выбор оптимальной совокупности внутренних параметров механизма производится по целевой функции, формализующей этот частный критерий. Такая операция называется оптимизацией по домини-рующ ему критерию. Остальные критерии при этом лишь ограничивают область допускаемых решений. Оптимизация по доминирующему критерию при всей простоте постановки задачи обладает тем недостатком, что остальные выходные параметры находятся обычно в области предельных значений. [c.313]

Выбор схемы планетарной передачи. Одно и то же заданое пе-передаточное отношение можно получить, применяя различные по схеме механизмы, которые могут сильно отличаться по КПД, весам, габаритам и другим дополнительным условиям синтеза. В общем случае выбор схемы может быть выполнен только путем детального сравнения различных вариантов. Однако некоторые общие рекомендации по выбору схемы планетарной передачи могут [c.204]

Выбор схемы планетарной передачи. Одно и то же заданное передаточное отношение можно получить, применяя различные по схеме механизмы, которые в некоторых случаях могут сильно отличаться по к. п. д., весам, габаритам и другим дополнительным условиям синтеза. В общем случае выбор схемы может быть выполнен только путем детального сравнения различных нариантов. Однако некоторые общие рекомендации по выбору схемы планетарной передачи могут быть показаны на примере четырех простейших схем (рис. 169). [c.464]

Выбор чисел зубьев в планетарных передачах. Основным условием синтеза планетарной передачи является воспроизведе- [c.470]

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]

Типы колебательных систем, соответствующие планетарным передачам с разными значениями п и г, для различных к, представле гы в табл И Другие примеры выбора оптимальных значений параметров планетарных зубчатых передач, влияющих на их вибро-яктивность, приведены в [156J. [c.122]

Для выбора сх, М, используют область рационального существования, представляющую собой для конкретной сх. совокупность рациональных параметров. Область построена в координатах — передаточных отношениях 1<т) i<") при соответственно включенных элементах управления тип (один из них может быть м. свободного хода). На сх. обозначено сю— соответственно входное и выходное звенья J и — передаточное отношение соответственно нового и второго планетарного м, при остановленном водиле — угловая скорость сателлита первого м, относительно водила при неподвижном выходном звене ю ,2 — з -ловая скорость сателлита второго м. относительно водила при включенном элементе управления п1,т,п2ир — элементы управления на сх, б. Области ограничены линиями предельных допустимых значений параметров. Сх. показаны условно без подшипниковых опор валов. Два передаточных отношения в сх, а получаются включением тормозов, т и я. Можно получить третьЮ, прямую передачу блокировкой м. В этом случае применение м. свободного хода в М. исключено. [c.182]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...