Сателлиты расчет

В простых конических дифференциалах необходимо рассчитывать сателлиты, полуосевые шестерни и оси сателлитов. Расчет зубьев полуосевых шестерен и сателлитов производится только на прочность по максимальной динамической нагрузке. Для расчета полуосевых шестерен и сателлитов выбирается наибольший момент по сцеплению ведущих колес с опорной поверхностью [c.250]

После выполнения расчетов приступают к составлению эскизного проекта редуктора. Определяют предварительные размеры валов, расстояния между деталями, реакции опор и намечают типы и размеры подшипников. Подшипники качения принимают для опор центральных валов — шариковые радиальные легкой серии, для опор сателлитов — шариковые или роликовые сферические средней серии. [c.222]

При заданных и определяют или (п —пн) как частоту вращения сателлита относительно водила или относительно своей оси (используют при расчете подшипников). [c.159]

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба—формула (8.19). Рассчитываем зубья сателлита, так как они подвергаются знакопеременным напряжениям. [c.164]

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]

РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ САТЕЛЛИТОВ [c.190]

Табл. 7.13. Расчет подшипников качения для сателлитов планетарного

При условии, что расчет ведут по одному сателлиту, а трение не учитывают, величину окружной силы Pga определяют по известному движущему моменту Ма на валу солнечной шестерни и ее радиусу [c.329]

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]

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]

И расчет зацепления центрального колеса а с сателлитом выполняется по моменту [c.638]

Для передач с сателлитами, состоящими из двух зубчатых венцов с нерегулируемым угловым положением, простейший расчет и сборка обеспечиваются в случае, если каждое из значений 21 и 2э кратно кс- [c.165]

Найт угловые скорости ведомого вала // и сателлитов редуктора. Схемы редукторов показаны на ркс. 126—128, а необходимые для расчета данные приведены в табл. 43. [c.144]

Исходными данными для расчета являются число сателлитов, Кц Кг,..-, Кт, для которых определяется зависимость передаточного числа от числа а максимальное значение диапазона варьирования числа а, обозначенного через м, т. е. 1 а м передаточное отношение и)/] и число сателлитов К, для которых рассчитывают числа зубьев 2J, 23, 23. [c.55]

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]

С ПРОГРАММА РАСЧЕТА ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ г. С САТЕЛЛИТОВ К [c.120]

Переходя к силовому расчету заданного механизма, мы сначала можем пренебречь центробежной силой с ней придется считаться только при определении реакций в подшипниках сателлитов. Обращаясь к правой проекции схемы, намечаем направления сил Рт и Р",, причем согласно рис. 70 [c.106]

Как будет видно из дальнейшего расчета, нам понадобится выражение угловой скорости сателлитов относительно водила. Эту относительную угловую скорость <0 можно определить из следующего соотношения [c.273]

Сила F 12 используется для расчета подшипника сателлита и оси водила. [c.365]

При расчете допускаемых напряжений учитывают дополнительные нагружения зубьев центрального колеса и сателлита. [c.366]

Силовой расчет двухрядного планетарного редуктора (рис. 8.24, г) имеет следующую последовательность. Пусть выходным звеном будет водило Н, для которого задан момент сопротивления М . Рассматривая равновесие сателлитов [2, 2 ], следует иметь в виду, что направление реакций и T gj- в зубчатых парах 1—2 и 3—2 известны и определяются значениями углов зацепления з-д и Эти углы сравнительно мало отличаются друг от друга, поэтому положим их равными а. Пересечение направлений реакций и / дг в точке и определит направление реакции вращательной пары Н—2 водила (в виде линии UB) н угол давления у, измеряемый между тангенциальным компонентом Янз и полной величиной реакции [c.299]

Силовой расчет. Как правило, в планетарном механизме устанавливается несколько сателлитов, расположенных на равных расстояниях друг от друга. Благодаря этому центробежные силы инерции сателлитов взаимно уравновешиваются и при установившемся режиме подшипники водила не испытывают дополнительных динамических давлений. Все звенья имеют установившееся вращательное движение. Поэтому типовым для планетарных механизмов является статический метод расчета. [c.124]

Геометрический расчет. Сателлиты всегда размещают на равных расстояниях друг от друга для того, чтобы их центробежные силы были взаимно уравновешены (рис. 91). [c.127]

Из изложенного следует, что при расчеге планетарного механизма числа зубьев колес z и количество сателлитов р не могут быть выбраны произвольно, а должны удовлетворять трем установленным выше условиям. При заданном модуле т число зубьев определяет размеры колес и обш,ие габариты механизма. Поэтому определение zap называют геометрическим расчетом планетарного механизма, который выполняют в следуюш,ем порядке. [c.129]

Для проверочного и проектного расчетов внешнего зацепления служат формулы гл. IX, в которых следует полагать = zjz-i и подставлять в качестве расчетного окружного усилия ту часть общего окружного усилия F, которая приходится на одно зацепление, т. е. Fu = Flu, или соответственно вместо Ti подставлять часть крутящего момента = TJu. Здесь и — расчетное число потоков, которое обычно принимают равным от 7з ДО Л числа сателлитов и. [c.282]

Точное определение к. п. д. планетарных механизмов представляет трудности, так как силы трения элементов кинематических пар зависят от центробежных сил сателлитов, условий смазки, нестабильности коэффициента трения и других причин. Поэтому при ориентировочных расчетах к. п. д. планетарной передачи приближенно определяют как к. п. д. так называемого обращенного механизма, получаемого из планетарного при закреплении водила. Методы определения к. п. д. приведены в 6.7. [c.342]

Вычисление момента трения в подшипниках 7] показано в 11.14. При проектном расчете можно принимать = 0,005... 0,01 (большие значения для схемы 3 в табл. 11.8). Силы в зацеплении. Особенности определения сил в зацеплении планетарной передачи связаны с распределением нагрузки между сателлитами (рис. 11.31). В передаче с тремя сателлитами момент 7 на центральном колесе уравновешивается силами в зацеплениях сателлитов [c.302]

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]

Для расчета межосевого расстояния передачи предварительно следует определить значение некоторых козффициен-юв. Коэффициент межосевого расстояния Л1д = 49,5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между сателлитами примем K =, 2. Примем коэффициент ширины колеса ф = 0,315. Передаточное число н = г/2 = 72/18 = 4. Коэффициент ширины ф = 0,5фу(м +1) = 0,5-0,315(4+1) = 0,787. По формуле (2.9) коэффициен концентрации нагрузки А1 ,= 1- -2ф /5= 1+2-0,787/8= 1,2. Число сателлитов С=3. [c.158]

Для расчета по контактным напряжениям остаюпся справедливыми формулы (8.10) и (8.11) с учетом числа сателлитов С и коэффициента Кс неравномерности распределения нагрузки между ними. Например, формулу (8.11) получим в виде [c.162]

Расчет зубчатой пары ffi —6i Число зубьев колеса Ь, Zb = ZaPi = 20 4 = 80. Так как условне сборки при атом числе зубьев не соблюдается (см. формулу (7.6)), примем 2ь=79. Чтобы расстояние по осям сателлитов ( = аш=100 мм) осталось неизменным, колесо 6] будет изготовлено со смещением. [c.182]

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]

Некоторую неопределенность в расчеты вносит температурный фактор 1—ехр —hvijkT). Опыт показывает, что температурная зависимость интенсивности стоксовых и антистоксовых сателлитов в жидком состоянии вещества не подчиняется формулам (3.48) и. (3.49). Поэтому использование температурного фактора 1—ехр(—hvilkT) для теоретических расчетов по формуле (3.55) не имеет смысла. Обычно интенсивность линий исследуемого и стандартного веществ измеряют при одной и той же температуре. [c.115]

Программа расчета чисел i, 22,2 и К реализует описанный выше алгоритм вычислений. Выполнение программы начинается с ввода данных TIP и U. По фактическому значению переменной TIP операторами условного перехода осуществляется выбор формулы расчета из (1II.4.5)—(111.4.8), соответствующей схеме заданной передачи. Вычисления начинаются со значения Z1 = 17 (минимально допустимое число зубьев колеса). Рассчитанные числа зубьев Z (3) и Z (2) до ближайшего меньшего целого округляются с помощью функции FLOAT. Результатами счета являются числа зубьев Z (1), Z (2), Z (3) и ЧИС.ДО сателлитов К. [c.119]

Задания по лабораторным работам и отдельным этапам курсового проекта могут при необходимости быть упрощены по сравнению с тем, как они сформулированы в пособии. В частности, при проектировании планетарной передачи можно ограничиться расче-ТО.М на ЭВМ лишь чисел зубьев колес и числа сателлитов в разделе, относящемся к динамическому исследованию и расчету маховика, можно варьировать по усмотрению преподавателя число вариантов геометрических параметров механизма, для которых рассчитывается момент инерции маховика. Преподаватель может варьировать и число этапов курсового проектирования, при выполнении которых надо применять ЭВМ. [c.157]

Усилия в зацеплении. Особешюсти расчета уси.тий планетарной передачи обусловлены распределением нагрузки по нескольким зубчатым зацеплениям (по числу сателлитов) и одновременном зацеплении сателлита с двумя центральными колесами (рис. 20.36). Принимают, что нагрузка между сатсллита.ми распределяется равномерно и силы в зацеплениях одинаковы, ТО да [c.364]

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]

Частоту вращенш основных звеньев находят по формулам (11.50, 11.51). При расчете на прочность зацеплений и подшипников сателлитов частоту вращения определяют относительно [c.299]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...