Схемы планетарной передачи

На рис. 14.1, й дана схема простейшей одноступенчатой передачи с тремя основными звенья,ми а, Ь — центральные колеса, Н — водило (основными называют звенья, нагруженные внешними моментами) — и сателлитами g. Схемы планетарных передач обозначают по основным звеньям К— центральное колесо, к — водило, следовательно, схема (рис. 14.1, а) обозна- [c.193]

Для всех схем планетарных передач, чтобы зубья сателлитов нс задевали друг за друга, производят проверку условия соседства по формуле [c.197]

Отметим, что формулы (8.85) и (8.86) подобны формулам (8.83) и (8,84), только в них соответственно переставлены индексы. Все эти формулы справедливы для любых схем планетарных передач с двумя центральными колесами и водилом (так называемые передачи 2/[c.160]

На рис. 210, а приведена схема планетарной передачи с одно-венцовым сателлитом. Вектор окружной силы, действующей на рассматриваемое зубчатое колесо, на схеме условно смещен относительно полюса зацепления в сторону центра этого колеса. Например, вектор Pga силы, с которой зуб сателлита g действует на зуб солнечной шестерни а, смещен в сторону центра последней. В передаче неподвижным является коронное колесо Ь, а ведущей — солнечная шестерня а. На рис. 210, б построена картина линейных скоростей, из которой видно, что шестерня а является [c.328]

Показатель степени x y = 1 сравнительно простых схем планетарных передач можно найти так если при рассматриваемых значениях величин и, ( т-ьш с возрастанием величины [c.333]

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]

Рис. II.6.1. Схема планетарной передачи Рнс. 11.6.2. К выводу уравнение сборки

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]

Применительно к схеме планетарных передач с двухрядным сателлитом (имеющим одно внутреннее и одно внешнее зацепление) (рис. 5.17, а) можно наметить следующие задаваемые и ограничивающие условия [c.201]

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]

Волновая передача (рис. 3.53) состоит из жесткого I и гибкого 2 зубчатых колес и генератора волн 3, составленных по схеме планетарной передачи. Вставленный в гибкое колесо генератор волн упруго деформирует его, превращая из круглого в эллиптическое. Зубья гибкого колеса в зоне большей оси входят при этом в зацепление на полную высоту с зубьями жесткого колеса (участок а на рис. 3.53) и совершенно не касаются друг друга в зоне малой полуоси (участок в ). На участках между а и б зубья жесткого и гибкого колес зацепляются частично ( б ). Вращение генератора волн приводит к последовательной деформации гибкого зубчатого колеса на новых участках (движение волны деформации) и перемещению зон зацепления. Так как числа зубьев жесткого и гибкого 2 зубчатых колес не одинаковы, то при неподвижном жестком колесе за один оборот генератора гибкое звено повернется на число угловых шагов зубьев, равное Хх — г . [c.274]

На рис. 12.2, а изображена схема планетарной передачи с двухрядным сателлитом, для которой при передаче движения от колеса / к водилу Н при оз4 = 0 передаточное число [c.182]

Рис. 12.2. Схема планетарной передачи с двухрядным сателлитом

Рис. 1. Кинематическая схема планетарной передачи

Рис. 3.136. Рациональная схема планетарной передачи. Если сферические подшипники не размещаются внутри сателлитов, то их следует соединить с водилом посредством качающихся рам. Плавающее звено ставится на двойной кардан. При шести зацеплениях передача имеет одну избыточную связь в двойном кардане.

На рис. 41 показана схема планетарной передачи электрического подъемника. При построении плана чисел оборотов можно начать с построения скорости Vr каната, наматывающегося на барабан. Получаем прямую Г перенося затем оси и точки касания зубчатых колес на план чисел оборотов, находим последовательно прямые 4, 3, 2 ц 1 и вместе с этим отношение числа оборотов двигателя к числу оборотов Пт барабана [61], [c.36]

При построении линеаризованной динамической схемы планетарной передачи будем предполагать, что одно- и двухступенчатые планетарные передачи имеют несколько (3 4) симметрично располол<енных сателлитов. Будем также считать, что при динамических процессах в планетарном механизме в отдельных одно-и двухступенчатых передачах этого механизма нагрузка равномерно распределяется между всеми сателлитами. Принятое допущение означает, что подшипники центральных колес и водила указанных передач не испытывают радиальных нагрузок и, следовательно, отсутствуют поступательные смещения центров инерции этих звеньев за счет деформаций опор, корпуса и изгибных деформаций валов. Кроме того, подсчеты показывают, что результирующая крутильная податливость планетарного ряда и двухступенчатой -планетарной передачи определяется в основном (помимо чисто крутильных деформаций валов) деформациями подшипниковых опор сателлитов и незначительно зависит от изгибно-контактных деформаций зубьев. [c.108]

Планетарная передача. На рис. 2.31 изображена схема планетарной передачи, где Ли С — солнечные колеса, В — сателлит, Н — водило. [c.78]

Таблица 11.8 Распространенные схемы планетарных передач

При известных окружных силах нетрудно определить вращающие моменты на основных звеньях передачи, как произведениях этих сил на соответствующие радиусы. Для определения моментов и сил в общем виде используют структурную схему планетарной передачи как трехзвенного механизма (рис. 8.47). [c.196]

Рис. 91. Схемы планетарных передач

Фиг. 1822. Схема планетарной передачи с шестью сателлитами.

Фиг. 1825. Схема планетарной передачи с уравнительным механизмом.

Основные схемы планетарных передач, используемых в качестве. редукторов механизмов привода, рассматриваются в гл. 6. [c.15]

Силы в зацеплении зубчатых колес определяются по общим зависимостям, приведенным в 2.1. В рассматриваемых схемах планетарных передач к сателлитам не приложен внешний момент, поэтому расчет сил в зацеплении удобно производить по значению внешнего момента, дей- [c.108]

Из волновых передач возможна компоновка дифференциально замкнутых передач по аналогии со схемами планетарных, передач. Разработаны конструкции редукторов, представляющие последовательное соединение передач типа А и С —Р—к (см., например, работу [14]). [c.141]

Редукторы по схеме планетарной передачи и (см. табл. 6.2) [c.366]

Трех ступенчатый мотор-редуктор с вертикальными валами по схеме планетарной передачи показан на рис. 20.10. Все зуб- [c.367]

Число возможных схем планетарных передач, вообще говоря, безгранично. Однако в практике применяют лишь некоторые разновидности. Наиболее распространенные схемы планетарных передач и их характеристики приведены в табл. 5.1. [c.266]

Схема планетарной передачи приведена на рис. 85. Шестерня 6 закреплена на ведущем валу 1 коробки передач и находится в зацеплении с шестернями 3, свободно посаженными на своих осях. Оси шестерен 3 в свою очередь жестко соединены с ведомым валом 5. Если при вращении вала 1 вместе с шестерней, 6 шестерни 3 будут свободно перекатываться по шестерне 6, то вал 5 будет неподвижным. Для получения передачи между валами 1 и 5 необхо- димо заставить шестерни 3 вращаться вокруг своих осей с некоторой определенной скоростью. Этого можно достигнуть при зацеплении шестерен 3 Ч с внутренними зубьями барабана 2. Тогда при затормаживании барабана 2, например с помощью Рис. 85. Схема ленточного тормоза, при вращении шестерни 6, планетарной шестерни 5, перекатываясь по внутренним зубьям [c.152]

Условие (25.34) носит название условия сборки. Оно действительно и для случая, когда число зубьев сателлита нечетное. Таким образом, при проектировании схемы планетарной передачи [c.671]

Пример. Пусть требуется спроектировать схему планетарной передачи, воспроизводящей передаточное отношение г = 4,5. Для выбора схемы механизма обращаемся к таблице ориентировочных интервалов передаточных отношений. Из этой таблицы видим, что это передаточное отношение может быть осуществлено передачами типа а и типа б. Выбираем тип а с передаточным отношением — схему с ведущим колесом 1 и ведомым водилом Н. Имеем г<( = 4,5. Следовательно, =1 — 1% = 1 — 4,5 = — 3,5. [c.672]

Условие (22.34) носит название условия сборки. Оно действительно и для случая, когда число зубьев сателлита нечетное. Таким образом, при проектировании схемы планетарной передачи необходимо, чтобы удовлетворялось заданное передаточное отношение, заданный модуль, условие сборки, условие соседства и соосность передачи, которая для механизма, показанного на рис. 22.3, имеет следуюш,ий вид [c.500]

Рис. 40. Схемы планетарных передач

На рис. 9.1, в приведена схема планетарной передачи с двухвенцовым сателлитом 2K—h с тремя основными звеньями два цензральных колеса а и 6 и водило h. Сазеллизы обозначены g vi f. Передаточное число н=10...16, КПД- р = 0,96...0,98. [c.149]

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]

Расчет на прочность зубьев колес планетарных передач ведут по формулам 19.6 с учетом особенностей работы передачи при определении окружного усилия на зубьях колес. Кпд различных схем планетарных передач указаны в табл. 20.1. Более подробные сведения по проектированию и расчету планетарнькх передач даются в литературе [7, 14]. [c.234]

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]

В заключение отметим, что В. Н. Кудрявцев [3] применяет в разработанном им методе синтеза замкнутые одноконтурные схемы планетарных передач. Достоинством вышеотмеченного факта является возможность оценить при получении той или иной схемы планетарной коробки величины циркулирующих мощностей. Правда, одноконтурными схемами не исчерпываются все возможные замкнутые планетарные передачи. [c.126]

Конструктивная схема планетарной передачи приведена на рис. 158. Солнечные колеса обоих планетарных рядов одинаковые и установлены на одном валу. Первое водило 4 может вращаться только в одну сторону, так как между ним и корпусом 5 встроен механизм свободного хода. Торможение водила 4 осу-щестБляется ленточным тормозом В. [c.306]

Двухступенчатый мотор-редуктор по схеме планетарной передачи Н1а2 (см. табл. 6.2) показан на рис. 20.9. Центральное колесо й2 быстроходной ступени нарезано на консольном конце вала якоря электродвигателя. Активные поверхности колес с наружными зубьями цементованы. Стальные термически улучшенные центральные колеса с внутренними зубьями жестко соединены с корпусом и торцово крышкой редуктора из легкого сплава. [c.366]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...