Проектирование планетарной передачи

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ [c.39]

При проектировании планетарных передач очень важно выбрать оптимальную схему, так как планетарные передачи разных схем для одной и той же цели могут иметь существенно различные габариты и в несколько раз отличающиеся потери. [c.219]

Проектирование планетарной передачи [c.113]

Определение значений г , и К. При проектировании планетарных передач исходят из ряда ограничительных условий, которым должны удовлетворять числа зубьев колес передачи и число сателлитов. [c.115]

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]

При проектировании планетарных передач необходимо выполнить условие соосности, соседства и сборки. [c.184]

РЕКОМЕНДУЕМАЯ ПОСЛедОВАТЕЛЬНОСТЬ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ [c.269]

Данные, приведенные в табл. 1.1 — 1.16, являются справочными при проектировании планетарных передач общего назначения. Они получены при следующих условиях передаточное отношение 1 = 4,0- 9,0 число зубьев колеса а 2а 9 число зубьев колеса g число зубьев колеса Ь 2ь 100 величина несо- [c.7]

Данные табл. 2.1—2.9 являются справочными при проектировании планетарных передач, работающих при больших статических и динамических нагрузках в условиях ограниченных габаритов в трансмиссиях угледобывающих комбайнов, комбайнов для добычи калийных солей, сельхозмашин и т. д. [c.7]

При проектировании планетарных передач по рис. 4.1 следует соблюдать три условия. [c.83]

Если передача должна вписаться в определенный габарит, или должна быть состыкована с фланцевым электродвигателем, то задаются диаметром делительной окружности и числом зубьев 2з (см. рис. 5.3), так как оно определяет габариты всей передачи при этом число зубьев должно быть не меньше 13, чтобы избежать значительного подрезания зубьев. Если габариты не заданы, то выбирают число зубьев При проектировании планетарных передач, схемы которых приведены на рис. 5.1, 5.2, 5.3, а также всех соосных многопоточных передач, где сателлиты (или промежуточные колеса) входят одновременно в наружное и внутреннее зацепления с центральными колесами, следует соблюдать три условия собираемости. [c.151]

Но при проектировании планетарных передач возникают и дополнительные трудности. [c.5]

Во всех случаях при проектировании планетарных передач с циркуляцией мощности необходимо обосновать преимущество такой схемы и обязательно проводить расчет передачи на прочность с учетом действия этой мощности, так как прочность механизма определяется усилиями в полюсах зацепления и совершенно не имеет значения, является ли произведение этого усилия на окружную скорость реальной или условной мощностью. [c.57]

Проектирование и расчет планетарных передач приведены в работе 44 . [c.220]

При проектировании сложной зубчатой передачи, включающей однорядную планетарную передачу (рис. П 1.4.1), необходимо [c.114]

Н. Ф. Руденко. Планетарные передачи —их теория, расчет и проектирование. Изд. 3-е. Машгиз, 1947. [c.127]

Введение. Зубчатые передачи являются наиболее распространенным видом передач, используемых в механических приводах машин различного назначения. Разновидностью зубчатых передач являются планетарные передачи, представляющие собой зубчатые механизмы, оси одного или нескольких звеньев которых совершают вращательные движения. Планетарные передачи в определенных условиях позволяют при небольших габаритах и весе получать значительные по величине передаточные отношения. Благодаря этим свойствам планетарные передачи оказываются в ряде случаев предпочтительными по сравнению с другими видами передач при проектировании механических приводов целого ряда современных машин [1], [2]. [c.106]

Величина г , ,,, зависит от особенностей конструкции, эксплуатации, обслуживания, требований к габаритным размерам узлов с подшипниками и др. Замена подшипников в планетарных передачах, как правило, намного более трудоемкий и ответственный процесс, чем в рядных, и поэтому для планетарных передач стремятся обеспечить ,,, =0. При курсовом проектировании целесообразно принять ,а = 0н-2. [c.192]

Ниже рассмотрены вопросы, относящиеся к размещению опор звеньев, вращающихся вокруг основной оси планетарной передачи, и особенностям проектирования плавающих (безопорных) звеньев (см. с. 286). [c.251]

Для расчета на контактную усталость зубьев планетарных передач используют те же формулы, что и при расчете простых передач. Так как силы и модули в ряду зубчатых колес планетарной передачи одинаковы (например, ряд зубчатых колес а—g—b), а внутреннее зацепление прочнее наружного, то при одинаковых материалах достаточно рассчитать только зацепление колес а п g (см. табл. 5.1, вариант 1). При различных материалах расчет внутреннего зацепления выполняют для подбора материала колес или как проверочный. При проектировании передач типа Зк расчет зацепления производят для второй ступени и полученное значение. модуля принимают для всех колес передачи. Выполнение требования равнопрочности колес достигается за счет уменьшения длины зуба колес первой ступени. При проектировании многоступенчатых передач типа 2к—к общее передаточное отношение разбивают между ступенями таким образом, чтобы оно убывало от ступени к ступени на 25...30 % в направлении силового потока. [c.161]

Порядок расчета зубьев планетарных передач на прочность зависит от задания на проектирование. При проектировании [c.80]

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]

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]

Однако кинематическое проектирование таких коробок скоростей затруднено тем, что планетарная передача накладывает дополнительные условия на выбор передаточных отношений. [c.143]

Для практической апробации табл. 2.1. — 2.9 на их основе разработан отраслевой руководящий технический материал РТМ 12.44.010—81 Изделия угольного машиностроения. Передачи зубчатые планетарные однорядные. Геометрические параметры и размеры , получивший положительную оценку специалистов, занимающихся проектированием и расчетом планетарных передач. [c.8]

Ниже изложены расчеты и конструирование только простых планетарных передач, входящих в тематику курсового проектирования для машиностроительных специальностей техникумов. [c.286]

Условия проектирования 83 Планетарные передачи дифференциальные [c.603]

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ [c.141]

На рис. 5.9 приведен алгоритм проектирования планетарного мотор-редуктора, а на рис. 5.10 - планетарного редуктора с простой планетарной передачей содержание каждого этапа (наполнение блоков) пояснено в дальнейшем изложении. [c.149]

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]

Ниже следует пять заданий, связанных с проведением расчетов на цифровых ЭВМ кинематический анализ плоских рычажных механизмов динамический анализ (включая расчет махового колеса) кривошипно-ползунного механизма синтез плоского шарнирного четырехзвеннпка проектирование планетарной передачи проектирование кулачкового механизма. В заданиях предусмотрены варианты исходных данных с тем, чтобы каждый студент имел свое, отличное от других задание. [c.69]

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]

В цилиндрических планетарных муфтах применяют не менее двух сателлитов для уравновешенности вращающихся масс. Обычно число сателлитов t = 2- -3. Наиболее компактны конструкции прн трех сателлитах. При t >3 затруднено выравнивание нагрузки между сателлитами центральное колесо приходится делать само-устанавливающимся, опирающимся на зубья сателлитов. При проектировании планетарных передач необходимо обеспечить зазор между сателлитами. Сумма зубьев центрального колеса и обоймы должна бьпъ кратна числу сателлитов (условие сборки). Зубья колес планетарных передач рассчитывают на прочность и сопротивление усталости по формулам, приведенным в работе 119 . При расчете на выносливость допускают равномерное загружение всех сателлитов, а прн расчете на прочность учитывают перегрузку, если один из сателлитсв не работает из-за неточностей сборки. При назначении допускаемы.к [c.155]

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]

В учебниках по ТММ в разделе, касающемся проектирования зубчатых передач, подробно рассмотрено проектирование планетарной однорядной передачи, исходя из данного значения передаточного отношения 15, 6, 8]. При решении этой задачи в курсовом проекте могут быть использованы те же методы и алгоритмы расчетов на ЭВМ, с которыми стунденты познакомились при выпрл- [c.113]

Порядок расчета зубьев колес планетарной передачи на прочность зависит от задания на проектирование. Если диаметр "передачи не ограничен какими-либо условиями расчет следует начинать с определения межосевога расстояния из условия контактной прочности зубьев. [c.199]

Обш,ую теорию дифференциальных и планетарных механизмов предложил Р. М- Брумберг (1956), который привел методы кинематического и силового исследования и расчета этих передач. Т. С. Жегалова (1957) уточнила определение коэффициентов полезного действия дифференциальных и планетарных зубчатых механизмов. М. В. Семенов (1956) исследовал геометрию кривых, описываемых различными точками сателлитов планетарных механизмов. Вопросы расчета планетарных механизмов были исследованы Л. Н. Решетовым (1952—1953, 1957). Им изучен также вопрос о рациональных конструкциях планетарных механизмов, о конструкциях планетарных направляюш,их механизмов, некоторые вопросы теории дифференциальных механизмов (1958—1963). Цикл работ В. Н. Кудрявцева по теории планетарных механизмов (с 1940), охватывающий многие вопросы их исследования и проектирования, был завершен монографией Планетарные передачи (1960). Вопросами расчета и синтеза эпициклических механизмов занимались также В. М. Шанников, В. А. Юдин, Я. Ю. Шац и другие. [c.375]

Для обеспечения плавного перехода с режима передачи движения на режим свободного движения и для уменьшения потерь на трение в переходных режимах используют С. планетарный с приводным сателлитом. Если в планетарной передаче сателлит вращать относительно водила в одном направлении, а водилу сообщать качательное движение, то скорость центрального колеса будет результатом суммы однонаправленного и реверсивного движений. Например, в сх. м на водиле 28 установлен двигатель 27, вращающий червяк 15. При неподвижном водиле червяк передает вращение червячному колесу 18. Если поворачивать водило в ту же сторону, что и червячное колесо, с той же угловой скоростью, то червячное колесо будет вращаться в 2 раза быстрее. Если же поворачивать водило в противоположную сторону с той же угловой скоростью, то червячное колесо остановится. При проектировании С. такого типа могут быть использованы и др. сх. планетарных передач с однонаправленным приводом сателлита относительно водила. [c.410]

Ниже излагаются расчеты простых планетарных передач, входящих в тематику курсового проектирования для машиностроите ь- [c.65]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...