48, 49 — Выбор основны передаточного отношения

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]

Основные размеры зубьев. Эвольвентные профили зубьев, как было показано, удовлетворяют основному условию синтеза зубчатого зацепления — получению заданного передаточного отношения. Выполнение дополнительных условий синтеза зависит в первую очередь от размеров зубьев. Эти размеры удобно задавать в долях какой-либо одной линейной величины, связанной с зубом. Чтобы пояснить выбор этой величины, выразим длину некоторой окружности, имеющей диаметр d, через число зубьев колеса z nd=pz, где р — окружной шаг, т. е. расстояние, измеренное по дуге окружности диаметра d между двумя соответствующими точками соседних зубьев. Отсюда [c.184]

Для образования боковых поверхностей зубьев можно предложить много различных поверхностей, удовлетворяющих основной теореме зацепления. Решающим условием для их выбора является технологичность процесса нарезания зубьев, т. е. получение достаточно простых конструкций станков и режущих инструментов, допускающих корректирование условий зацепления. Теоретически наиболее простыми сопряженными поверхностями, обеспечивающими постоянство передаточного отношения, являются эвольвент-ные конические поверхности, которые образуют сферическое эволь-вентное зацепление. Эвольвентная коническая поверхность (рис. 106) образуется движением прямой ОМ, лежащей на образующей плоскости (О. П.), перекатывающейся без скольжения по основному конусу (О. К.). Каждая точка прямой ОМ описывает кривую, называемую сферической эвольвентой. [c.200]

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]

Основные размеры зубьев. Эвольвентные профили зубьев как было показано, удовлетворяют основному условию синтеза зубчатого зацепления — получению заданного передаточного отношения. Выполнение дополнительных условий синтеза зависит, в первую очередь, от размеров зубьев. Эти размеры удобно задавать в долях какой-либо одной линейной величины, связанной с зубом. Чтобы пояснить выбор этой величины, выразим длину некоторой окружности, имеющей диаметр d, через число зубьев колеса г [c.424]

Наибольшие трудности вызывает вычисление ф изг- Дело в том, что податливость подшипников нелинейно зависит от приложенной нагрузки, из-за чего приходится решать довольно сложные нелинейные уравнения, включающие в себя наряду с основными и второстепенные факторы. Исключая последние, можно существенно сократить продолжительность процедуры оптимизации практически без потери точности. Для этого принимается ряд допущений считаем, что выбор параметров, определяющих номера подшипников, не зависит от того, как разбито передаточное отношение коробки, а также считаем, что от разбивки передаточного отношения не зависит податливость шпонок, шлицев и зубьев шестерен. [c.92]

Зависимость погрешности измерения, вызванной нестабильностью входного давления воздуха, от параметров измерительной ветви пневматических приборов исследовалась в ряде работ [1—4]. Рекомендации по выбору параметров ветви противодавления имеются лишь в отношении быстродействия пневматических приборов [5] Известно, что одним из наиболее эффективных способов повышения быстродействия является применение чувствительного элемента с пониженной жесткостью [5, 6] Увеличенная чувствительность механического преобразователя позволяет уменьшить пневматическое передаточное отношение, а следовательно, увеличить быстродействие прибора и уменьшить динамическую погрешность измерения. В этом случае основной составляющей погрешности измерения может стать ошибка от нестабильности входного давления воздуха. [c.154]

Учитывая наибольшее число основных случаев практического применения планетарного механизма с внутренним и внешним зацеплением, при выборе расчетных параметров мы принимаем величину передаточного отношения в пределах 2ы-10. [c.18]

Сравниваются приводы, имеющие различные схемы построения. Сравнение имеет целью выявить соотношение достижимых точностей воспроизведения этими приводами для выбора лучшей схемы построения привода. В этом случае, помимо равных для всех приводов внешних параметров скоростей V слежения и нагрузок R, приводы должны обладать равными основными конструктивными параметрами, например, рабочими площадями F, длиной хода Н, передаточным отношением в цепи обратной связи /о, длинами и сечениями трубопроводов и т. п., а также работать при равных подведенных давлениях / , что определяет равенство граничных подведенных давлений Рт- [c.204]

Выбор типа редуктора в первую очередь зависит от общей компоновки привода, для которого предназначен редуктор, и таких факторов, как передаточное отношение, взаимное расположение осей входного и выходного валов, ограничение по габаритам- и массе, требований монтажа и эксплуатации. Кроме того, на выбор схемы и основных параметров редуктора существенно влияют передаваемая мощность, окружная скорость колес, режим эксплуатации, ограничения по используемым материалам, технология изготовления и другие требования. [c.258]

Эпициклические передачи при соответствующем выборе схемы и числа зубьев колес дают возможность осуществить при малом количестве зубчатых колес весьма большие передаточные отношения трудно реализуемые в обычных передачах с неподвижными осями. При этом передача может быть очень компактной и легкой. Однако основным преимуществом этих механизмов является возможность передачи движения одному валу от двух других, вращающихся независимо, причем один из валов может периодически останавливаться, что не влияет на число оборотов второго ведущего вала, но изменяет число оборотов ведомого. [c.307]

Как следует из сх. а, можно предложить целое множество видов сопряженных профилей, задавая профиль зуба одного из колес в виде различных кривых. Для практического использования пригодны лишь профили, удовлетворяющие целому ряду условий в зависимости от назначения передачи. В частности, выбор профилей обусловлен заданным законом изменения передаточного отношения. Чаще всего требуется постоянное передаточное отношение. На сх. а проведено построение, в основу которого положено неизменное положение полюса зацепления по отношению к центрам вращения колес 0 и О2- Аналогично сопряженные профили могут быть построены для получения изменяемого передаточного отношения. В этом случае полюс перемещается по линии 0 02 в соответствии с заданным законом изменения отношения Ю1/Ю2 в функции угла поворота 1 1, угловой скорости С01 или времени 1. Соотношение отрезков О Р и О2Р изменяется при этом согласно основной теореме зацепления. На сх. б показаны перекатывающиеся друг по другу без скольжения некруглые колеса, получаемые для такого случая. Профили зубьев строятся перекатыванием одного такого колеса по другому так же, как и для круглых колес, но с учетом изменяемого передаточного отношения. [c.430]

Приведены справочные таблицы для выбора основных параметров наиболее распространенной на практике планетарной передачи А (передаточных отношений, чисел зубьев, величин несоосностей, геометрии зацепления). [c.2]

В выборе передаточного отношения основным является получение нужного масштаба увеличения угловой ошибки стола. [c.137]

Углы наклона лопаток зависят от многих факторов, основными из которых являются форма кривой крутящего момента насосного колеса в зависимости от частоты вращения турбинного колеса, величина передаточного отношения на расчетном режиме и соотношение диаметров насосного колеса на входе и выходе из него. При выборе углов наклона лопаток в колесах проектируемого гидротрансформатора можно руководствоваться углами наклона лопаток в колесах гидротрансформаторов, параметры которых приведены в табл. 4, 5, 6. Если вход жидкости в насосное колесо радиальный, т. е. абсолютная скорость жидкости на входе в колесо на- [c.130]

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]

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]

В статье дано общее исследование пределов передаточных отношений основных типов зубчатых планетарных механизмов в зависимости от условий сдосности, сборки, соседства, к.п.д. и оптимального выбора размеров как для механизмов с одной степенью свободы, так и для механизмов с двумя степенями свободы. [c.208]

ОСНОВНАЯ ТЕОРЕМА ЗАЦЕПЛЕНИЯ — положение теории зубчатого. зацепления, характеризующее взаимосвязь соотношения скоростей взаимодействующих звеньев и их геометрии. Получение определенного соотношения угловых скоростей звеньев (передаточного отношения) является одним ИЗ основных функциональных качеств зубчатой передачи. Чаще всего это соотношение должно быть постоянным, независимым от врёмени. Если это требование не выполняется, то колебания угловой скорости одного из колес вызывает динамические нагрузки в зацеплении, удары, вибрации элементов передачи и шум. Постоянство соотношения скоростей обеспечивается выбором формы колес и зубьев. Де формации элементов передачи и погрешности изготовления нарушают правильность зацепления и приводят к колебаниям угловой скорости колес. [c.212]

Погрешности разделяют на теоретические, кинематические (статические, инструментальные) и динамические. Теоретические погрешности являются системати чески ми и вызваны допущениями при проектировании выбором более простой кинематической схемы, ЧбхМ требуете, (погрешность схемы, структурная погрешность), округлением значений параметров при выражении их иррациональными числами (например, погрешность передаточного отношения зубчатой передачи), конструктивными трудностями реализации многоподвижных кинематических пар. Кинематические погрешности механизмов определяются в основном их первичными погрешностями, разделяемыми на технологические (погрешности размеров и сборки) и эксплуатационные (зазоры, трение в кинематических парах, деформация деталей). Погрешность механизма, вызванную отдельной первичной погрешностью, называют частичной, а результат действия всех первичных погрешностей — yм apнoй погрешностью механизма Аг/д, вычисляемой по одной из формул [c.216]

Выбор методк обработки зубчатых колес находится в прямой зависимости от установленной нормы точности различных их элементов, а также от основных требований передач в эксплуатации в соответствии с их назначением. С этой точки зрения зубчатые передачи можно разбить-на следующие группы 1) силовые передачи больших мощностей и высоких скоростей основное требование — обеспечение высоких коэффициентов полезного действия 2) силовые промышленные и транспортные передачи при средних скоростях требования — надежность и плавный ход 3) силовые передачи в станкостроении требования — постоянство передаточного отношения и плавность хода [c.311]

Редукторы цилиндрочервячные 49 — Выбор основных параметров 57 — Разбивка передаточного отношения 72 [c.552]

Нагрузочная способность планетарных передач, их масса и габариты определяются контактной и изгибной прочностью зубьев и рабетоспособность подшипвиков сателлитов. В связи с этим выбор рациональных параметров и вариантов схем, а также оптимизация разбивок передаточных отношений в большой степени опре- деляется нормами, заложенными в методы расчета зацеплений и подшипников. Приведенный в справочнике расчет зацеплений, базирующийся в основном на методике, Являющейся рекомендуемым приложением к ГОСТ 21354—75, применим не только для планетарных передач, но также и при неподвижных осях сцепляющихся зубчатых колес. Большое внимание уделено проектировочным расчетам и приводится упрощенный метод, облегчающий поиск оптимальных вариантов привода. Следует иметь в виду, что методы оценки нагрузочной способности зацеплений и опор приближенны, поскольку влияние многих факторов, существенно влияющих на конечный результат, находится в стадии изучения. В связи с этим при проектировании высоко ответственных передач необходимо учитывать опыт эксплуатации аналогичных образцов и предусматривать возможность испытаний с внесением на их основе необходимых корректив с минимальными затратами. [c.3]

Из анализа основной теоремы- зацепления следует, что при заданном законе изменения передаточной функции, т.е. при заданных центроидах, определяющих положение полюса Р на межосевой линии 0,0,2, конструктор располагает свободой выбора геометрии контактируемых профилей. Лкзбой паре центроид соответствует множество сопряженных профилей, обеспечивающих заданное изменение отношения угловых скоростей звеньев. [c.344]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...