П передаточное отношение потери в зацеплениях

Планетарные передачи, базовым механизмом для которых служит дифференциал с двумя внутренними зацеплениями блока сателлитов (см. рис. 19, б), более рациональны как в отношении габаритов, так и в отношении потерь на трение в зацеплениях. Однако большую величину передаточного отношения можно здесь получить только при минимальной разности чисел зубьев сопряженных центральных колес и сателлитов. В таких передачах может быть установлен всего один блок сателлитов, что ограничивает верхний предел передаваемой мощности величиной 30—35 кВт. [c.338]

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]

Каким же путем идти к увеличению к. п. д. планетарных редукторов при большом передаточном отношении. Один из возможных путей — увеличение к. п. д. зубчатых пар, входящих в редуктор. Этого можно достичь, например, применением в планетарной передаче внутреннего зацепления. Как известно из п. 36, потери на трение в зубьях выражаются формулой [c.424]

Червяк 1 глобоидальной формы, вращающийся вокруг неподвижной оси А — А, зубьями Ь входит в зацепление с цилиндрическими цевками а цевочного колеса 2, вращающегося вокруг неподвижной оси В. Цевки а расположены на внешней цилиндрической поверхности колеса 2 и могут свободно вращаться вокруг собственных осей d, что значительно уменьшает потери на трение в зацеплении. Передаточное отношение [c.417]

К третьему недостатку относят потери мощности за счет трения в зацеплении, достигающие от 0,5 до 1 % в одной паре зубчатых колес. В сложных редукторах с большим передаточным отношением при нескольких парах зацепляющихся колес потери увеличиваются, что вызывает необходимость создания эффективных охлаждающих устройств с большим количеством масла. [c.325]

Исследованиями установлено, что основными составляющими потерь волновой передачи являются потери в зубчатом зацеплении и генераторе. Несмотря на значительную нагрузку зацепления, обусловленную большими передаточными отношениями, реализуемыми в одной ступени волновой передачи, потери здесь сравнительно небольшие, так как не велики скорости скольжения. [c.177]

Для уменьшения износа зубьев и потерь на трение в зацеплении выгодно снижать клиновой эффект. С этой целью параметры зацепления следует выбирать так, чтобы зацепление осуществлялось преимущественно в зоне малых углов ф или в зоне большой оси генератора. Большой и малой осями генератора независимо от его конструкции называют оси, совпадающие с большой и малой осями контура гибкого колеса, деформированного генератором. Например, можно задать форму деформирования гибкого колеса так, чтобы в зоне большой оси (например, от ф = -fl5° до ф = —15°) оно деформировалось по дуге постоянного радиуса, совпадающей с окружностью жесткого колеса при w = w, (см. 5.2). В этой зоне получим Vr = 0. Здесь не наблюдается относительное движение зубьев, зацепление становится подобным зубчатому (шлицевому) соединению. Недостатком такой передачи являются сравнительно высокие напряжения изгиба в гибком колесе. Ее можно рекомендовать только для больших передаточных отношений. По имеющимся сведениям, такая передача пока не осуществлена. Однако исследования (см. 16] и 4.4) показали, что и при других формах деформирования в нагруженной передаче форма гибкого колеса изменяется так, что в зоне большой оси образуется дуга, близкая к дуге постоянного радиуса с w — Wq. [c.35]

На рис. 5.19, б изображен случай, когда при тех же числах зубьев размер деформирования уменьшен до < .т. В этом случае делительные окружности не соприкасаются. Работа фрикционной передачи в таком варианте невозможна. Зубчатая передача будет работать, так как зацепление зубьев еще не потеряно. Передаточное отношение останется прежним, так как не изменились числа зубьев. Глубина захода зубьев уменьшилась, образовался боковой [c.81]

Выражение (10.38) для передаточного отношения в планетарном редукторе с двумя коническими колесами совпадает с выражением (10.37), полученным для планетарного редуктора с цилиндрическими колесами. Так же, как и в случае цилиндрических колес с внутренним зацеплением, потери на трение зубцов конических колес при малом значении угла а незначительны. Это объясняется тем, что при Малом значении а и малой разности чисел зубцов 21 и 2а мала и угловая скорость относительного движе- [c.356]

Для повышения к. п. д. планетарного редуктора рассмотренного типа необходимо применять зубчатые колеса внутреннего зацепления с малой разностью чисел зубцов (это позволяет уменьшить потери на трение на зубцах) применять опоры на шарикоподшипниках ограничивать величину передаточного отношения планетарного механизма, используя в случае необходимости последовательное соединение планетарных механизмов. [c.365]

Из обширного многообразия различных типов планетарных передач в справочнике наряду с волновыми наиболее полно представлены передачи, проектируемые на базе механизмов А и 3 1, получившие наибольшее распространение вследствие малых массы, габаритов, потерь на трение и сравнительной простоты изготовления. В справочнике даны также расчеты передаточных отношений, к. п. д., /геометрии и прочности зацепления передач с механизмами В, С ж О. [c.3]

Планетарным передачам 2к-к с г > О, показанных на рис. 1.4, о — в, присваивается обозначение С. Эти передачи можно выполнить с очень большим по абсолютной величине передаточным отношением, однако при этом их к. п. д. будет низким. Наибольшие потери имеют место в передачах с двумя внешними зацеплениями (см. рис. 1.4, а). В передачах с двумя внутренними зацеплениями потери значительно меньше, особенно в тех вариантах, когда мала разность 02 — 21 сцепляющихся зубчатых колес (см. рис. 1.4, в). В отличие от схемы рис. 1.4, в в схеме, показанной на рис. 1.4, б, имеется несколько сателлитов. [c.12]

При наличии потерь мощности в зацеплениях зубчатых колес планетарных механизмов к. п. д. передачи изменится, и для учета этого изменения нужно в выражения коэффициентов трансформации вместо передаточного отношения группы планетарных механизмов подставлять силовое (измененное) передаточное отношение [c.467]

Для учета потерь мощности в зубчатых зацеплениях найдем силовое передаточное отношение [c.469]

В зависимости от типа рулевой пары рулевые механизмы современных автомобилей разделяют на червячные, винтовые и шестеренчатые. В рулевом механизме с червячной парой момент передается от червяка, закрепленного на рулевом валу, к червячному сектору, установленному на одном валу с сошкой. У многих рулевых механизмов червяк выполняют глобоидным (образующая глобоидного червяка— дуга окружности), а зубья сектора заменяют роликом, вращающимся на подшипнике. В таком рулевом механизме сохраняется зацепление на большом угле поворота червяка, уменьшаются потери на трение и износ пары. В винтовом рулевом механизме вращение винта преобразуется в прямолинейное движение гайки, на которой нарезана рейка, находящаяся в зацеплении с зубчатым сектором. Сектор установлен на общем валу с сошкой. Для уменьшения трения в рулевом механизме и повышения износостойкости соединение винта и гайки часто осуществляют через шарики. Передаточное число рулевого механизма типа винт — гайка — сектор определяется отношением радиуса начальной окружности зубьев сектора к шагу винта. [c.233]

Достоинством планетарных передач являются широкие кинематические возможности, позволяющие использовать передачу как понижающую с большими передаточными отношениями и как повышающую. Кроме того, планетарные передачи имеют малые габариты и массу по сравнению со ступенчатой зубчатой передачей с тем же передаточным отношением. Это объясняется тем, что а) мощность передается по нескольким потокам и нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается б) при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются и нагрузки на опоры входных и выходных валов невелики, что упрощает конструкцию опор и снижает потери в) внутреннее зацепление, имею1цееся в передаче, обладает повышенной нагрузочной способностью по сравнению с внешним зацеплением. Недостатком планетарных передач являются повышенные требования к точности изготовления и большой мертвый ход. [c.230]

Т. е. равно числу зубьев сателлита 1. Рассматриваемая схема обеспечивает возможность получения больших передаточных отношений при двух колесах. Располагая соответствующим образом оси кривошипов на саталлите /, можно значительно уменьшить давление в кинематических парах механизма. Благодаря этому, а также использованию колес внутреннего зацепления, потери на трение в которых значительно меньше, чем в колесах внешнего зацепления, к. п. д. рассмотренных, механизмов несколько выше. Так, например, при = —39 к. п. д. механизма Пнз = 0,7. В отличие от других типов планетарных меха- [c.138]

Числа ступеней обычно 3—5, предельные 2—10, диапазон регулирования обычно 2—6, предельный — 8. Передача позволяет получить приближённо любой требуемый ряд передаточных отношений (геометрический, арифметический и т. п.). Имеет малые габариты по длине и удобное управление. Пригодна только при невысоких скоростях вращения (во избежание больших потерь от одновременного зацепления всех колёс) и при небольших моментах (во избежание повреждений и повышенного износа шпоночного соединения). Вследствие наличия зазоров в шпоночных соединениях увеличиваются зазоры в цепи подачи [c.39]

Широкие кинематические возможности планетарной передачи являются одним из основных ее достоинств и позволяют использовать передачу как редуктор с постоянным передаточным отношением как коробку скоростей, передаточное отношение в которой изменяют путем поочередного торможения различных звеньев как дифференциальный механизм. Вторьш достоинством планетарной передачи является компактность, а также малая масса. Переход от простых передач к планетарным позволяет во многих случаях снизить массу в 2...4 раза и более. Это объясняется следующим мощность передается по нескольким потокам, число которых равно числу сателлитов. При этом нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается в несколько раз внутреннее зацепление (р я Ь) обладает повышенной нагрузочной способностью, так как у него больше приведенный радиус кривизны в зацеплении [см. знаки в формуле (8.9)] планетарный принцип позволяет получать большие передаточные отношения (до тысячи и больше) без применения многоступенчатых передач малая нагрузка на опоры, так как при симметричном расположении сателлитов силы в передаче взаимно уравновешиваются. Это снижает потери и упрощает конструкцию опор (кроме опор сателлитов). [c.193]

Чтобы обеспечить нарезание резьб всего ряда, достаточно в коробке подач иметь передачи на первую группу шагов, а остальные группы получить при помощи множительных передач. Конусный набор шестерен (передача Нортона) (рис. 58, а) обеспечивает арифметический ряд оборотов. Число зубьев колес в наборе 2j, г ,. .., 2 увеличивают на постоянную величину, равную разности арифметической прогрессии. Чтобы обеспечить зацепление с зубчатыми колесами при постоянном расстоянии между валами, используют накидное устройство. Шестерня Zq = 28, установленная на шлицевом валу, через паразитный блок шестерен зацепляется с одним из зубчатых колес конусного набора. Перемещение вдоль вала корпуса с одновременным отклонением от оси вала обеспечивает последовательное переключение передач с передаточными отношениями 1 = 2i/zo ii = zjz = (2j -f а)/2о h = zjza = (2j + + 2a)/2o, 2i = 26 2г = 28 a = 2), 2e = 32 24 = 36, 2g = = 48 (a = 4). По такому же арифметическому ряду строят обороты на выходном валу. Разновидностью конусного набора является механизм с вытяжной шпонкой. Он состоит из двух конусных наборов колес (см. рис. 7, д). Двойной конусный набор обладает более высокой жесткостью, чем передача Нортона, но и большими потерями мощности, так как зубчатые колеса находятся во вращении. [c.78]

Габариты редуктора в значительной степени зависят от того, как распределено общее передаточное отношение по ступеням. Стремятся к тому, чтобы диаметры зубчатых колес в многоступенчатых редукторах были бы близки по размерам. При этом лучше обеспечивается смазка зацепления погружением колес в масляную ванну. Для уменьшения потерь на перемешивание и разбрызгивание масла желательно погружать в масляную ванну редуктора колесо быстроходной ступени на несколько меньшую глубину, чем колесо тихоходной ступени. Желательно погружать в масло колесо быстроходной ступени на две высоты зуба, а колесо тихоходной ступени — на величину не более радиуса колеса. Так как удельная расчетная нагрузка на быст Я ходной ступени меньше, чем на тихоходной, в целях выравнивания диаметров колес передаточное отношение первой ступени рекомендуют брать большим, чем второй, при одновременном увеличении коэффициента от быстроходной к тихоходной ступени. На рис. 146 представлен график < распределения] передаточного отно- [c.184]

При необходимости величины всех частных КПД могут быть уточнены, что, вообще говоря, несущественно для несамотормозящихся передач, Приведенной формулой для определепия КПД, которым учитываются потери в зацеплении, можно пользоваться как,для понижаю-И1ИХ, так и для повышаюпдих передач при умеренных передаточных отношениях, то есть полагать ц в = Леи- [c.410]

Планетарные передачи позволяют получить широкий диапазон передаточных отношений, имеют малые размеры и вес, незначительные потери на трение. Это обьясняется тем, что мощность передается по нескольким потокам число которых равно числу сателлитов. Нагрузка на зубья в каждом зацеплении уменьшается, а значит уменьшается нагрузка на опоры и их размеры. [c.39]

На рис, 25.21 показана осциллограмма изменения давления в напорной магистрали гидромеханической передали с дифференциалом на входе, полученная при плавном изменении передаточного отношения, Из осциллограммы следует, что скачки давления могут быть достаточно большими и должны приниматься во внимание при проектировании системы управления, регулируемой по давлению. Решение систем уравнений ( 6.63) и (25.64) удобнее проводить на ЭВМ. При этом должны быть известны следующие параметры закон нагружения М г) нли Л д(г)], диапазон изменения относительных передаточных отцошений, относительные значения передаточных отношений при остановленных гидромашинах и г ), установочные мощности гидромашин, коэффициенты потерь в гидромашинах, зацеплениях и в подшипниках сате-тлитов. [c.497]

Коробка несложна по устройству, но имеет ряд недостатков. Анализ передаточных чисел коробки передач показывает, что отношение между персд(11ичными числами смежных передач колеблется в широких пределах (1,12—1,60) без определенной закономерности. Более узкий диапазон передаточных чисел (1,24—1,29) имеется между пнтой и восьмой передачами. Такой большой диапазон колебаний между передаточными числами отдельных передач свидетельствует о неправильном выборе передаточных чисел на передачах. Второй недостаток заключается в том, что на большинстве передач наблюдается последовательная работа двух и даже трех планетарных механизмов, что увеличивает потери мощности в зацеплениях и, следова-1ельно, снижает к. п. д. коробки на этих передачах. Наиболее серьезным дефектом ее является нагружение муфт Л и Л утроенным моментом,- что увеличивает их размеры и утяжеляет управление. [c.451]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...