Расчет на прочность планетарных передач

Расчет на прочность планетарных передач [c.185]

V. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ [c.122]

Исходные положения и формулы, используемые при расчете на прочность зубьев передач с неподвижными геометрическими осями вращения колес, в основном справедливы и для планетарных. Независимо от типа и сложности планетарного механизма расчету подлежит каждая пара сопряженных колес, одним из которых всегда является сателлит. Так, например, в передачах 2К-Я рассчитывают зацепления двух пар, а в передачах ЗК — трех пар колес. [c.338]

Расчет на прочность. Для расчета прочности зубьев планетарных передач используют те же формулы, что и при расчете простых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления например (см. рис. 8.45), для наружного зацепления — колеса а и g, для внутреннего — колеса gn Ь. Так как силы и модули в этих зацеплениях одинаковы (см. рис. 8.46), а внутреннее зацепление по своим свойствам прочнее наружного, то при одинаковых материалах достаточно рассчитать только зацепление колес а и g. При разных материалах расчет внутреннего зацепления выполняют с целью подбора материала колеса или как проверочный. [c.162]

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]

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]

Расчет на прочность зубьев планетарных передач ведут по формулам для расчета простых передач. Расчет выполняют для внешнего зацепления — колеса 7 и 2 (см. рис. 3.111) и внутрен- [c.369]

Расчет на прочность зубьев планетарных передач ведут по формулам обыкновенных зубчатых передач. Расчет выполняют для каждого зацепления. Например, в передаче, изображенной на рис. 12.1, необходимо рассчитать внешнее зацепление колес У и 2 и внутреннее — колес 2 и <5. Так как модули и силы в этих зацеплениях одинаковы, а внутреннее зацепление по своим свойствам прочней внешнего, то при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать только внешнее зацепление. [c.185]

Влияние структурных и кинематических схем на к. п. д. редуктора и скорость его отдельных звеньев определяются графоаналитическими или аналитическими методами анализа планетарных передач. Для выбора оптимальной кинематической схемы, позволяющей при прочих равных условиях получить редуктор желаемой формы и габаритов, обычно проводятся конструктивные проработки с соответствующими расчетами на прочность. [c.138]

Выбор числа зубьев. Выбор числа зубьев связан с кинематическим расчетом и обычно предшествует расчету на прочность. При заданном / числа зубьев определяют предварительно с помощью формул (8.75), (8.86) и (8.87) в зависимости от типа передачи. Полученные значения уточняют по условиям собираемости планетарной передачи. Рассмотрим эти условия для передачи, показанной на рис. 8.45. [c.199]

Табл. 10.3. Формулы для расчета на прочность зубьев планетарных передач

Указания по расчету зубчатых зацеплений планетарных передач на прочность. Расчет выполняют по тем же формулам, что и расчет зубчатых передач с неподвижными осями. [c.508]

Расчет на прочность колес планетарных зубчатых передач выполняется по тем же формулам, что и для простых передач, но с учетом некоторых особенностей. Так, например, у передачи, показанной на рис. 33.32, модули всех трех колес одинаковы, а передача внутреннего зацепления, благодаря своей геометрии, более прочна, чем передача наружного зацепления. Поэтому при одинаковых материалах колес достаточно рассчитать зацепление солнечного колеса с сателлитами (с учетом количества последних). При разных материалах расчет внутреннего зацепления выполняется в целях подбора материала колеса или как проверочный. [c.445]

При расчете геометрии зацепления и прочности некоторого зацепления планетарной передачи зубчатым колесам помимо принятых буквенных обозначений (см. рис. 6.1 и табл. 6.1) присваиваются индексы 1 и 2 соответственно меньшему и большему элементу сцепляющейся пары. Так, например, при расчете зацепления а — д при z индекс 1 закрепляется за обозначениями, относящимися к центральному колесу а, а индекс 2 относится к сателлиту д. Возможные сочетания зубчатой пары шестерня — колесо для основных типов планетарных передач представлены на рис. 6.13. Значения и и других параметров передач, выделенных из планетарных механизмов А, В и Зк, приведены в табл. 6.10. Для расчета геометрии зацепления планетарных передач в основном используются зависимости и соответствующие схемы алгоритмов из 2.1 с учетом некоторых особенностей внутреннего зацепления, отмеченных ниже. [c.126]

Планетарные передачи компактнее обычных зубчатых, так как при сателлитах вращающий момент передается не одним, а несколькими потоками в расчетах на прочность обычно принимают приведенное число сателлитов п = — 0,7. [c.23]

Передачи зубчатые планетарные с цилиндрическими колесами. Расчет на прочность основных типов. Рекомендации. М. ВНИИНмаш, 1981. 71 с. [c.246]

Расчет на прочность зубьев зубчатых колес планетарных передач производится так же, как и расчет зубьев обыкновенных зубчатых передач. [c.270]

Расчет на прочность зубьев планетарных передач можно выполнять аналогично расчету простых передач. При этом необходимо учитывать то, что нагрузка разделена на несколько потоков, причем ее распределение между сателлитами является неравномерным [И]. [c.52]

Некоторого снижения напряжений можно добиться увеличением числа сателлитов планетарной передачи. В этом случае момент, передающийся долоту сателлитом, уменьшается элементы сателлита получаются менее нагруженными, но ослабляется каретка, поэтому расчет на прочность и жесткость решетки каретки (фиг. 7, а) становится особенно важным. Отметим, что придание каретке достаточной жесткости необходимо для нормальной работы зубчатых зацеплений. [c.53]

Расчет зубьев планетарных передач на прочность [c.199]

Формулы для расчета зубьев планетарных передач на контактную и изгибную прочность приведены в табл. 1(3.2. При подсчете числа циклов нагружения зубьев следует учитывать только скорость вращения колес относительно друг друга. " [c.199]

РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ НА ПРОЧНОСТЬ [c.80]

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

Расчет передач на прочность. Зацепление планетарны.х передач всех трех типов рассчитывают на прочность по формулам, приведенным в табл. 4.5, 4.6. [c.91]

Расчет передач на прочность. Зацепление эвольвентных прямозубых планетарных передач всех трех типов при а, = 20° и XI = Х2 = О рассчитывают на прочность по формулам, приведенным ниже. [c.158]

В основе расчета планетарных передач лежат те же критерии работоспособности и прочности, что и для простых зубчатых передач. Вместе с тем расчет планетарных передач имеет свои особенности. При заданном моменте на ведомом валу и угловых скоростях ведущего и ведомого валов расчет планетарного редуктора общего назначения производят в следующем порядке. [c.66]

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]

Размеры и массу зубчатых колес рассмотренных выше планетарных передач обычно определяют с помош,ыо одного из следуюш,их расчетов на контактную прочность активных поверхностей зубьев на изгиб зубьев на заданную долговечность подшипников качения сателлитов. [c.108]

В большинстве случаев размеры зубчатых колес планетарных передач выявляются при расчете на контактную прочность активных поверхностей зубьев. Это объясняется тем, что при найденных из этого расчета диаметрах начальной окружности и ширине венца, варьируя числа зубьев, обычно удается подобрать такое значение т, при котором обеспечивается необходимая изгибная прочность зубьев. [c.108]

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]

Порядок расчета планетарных передач на прочность зависит от конкретных условий их работы, схемы, монтажа и т. д. [c.128]

Специального метода расчета планетарных передач на прочность еще нет. Расчет ведется по тем же методам, что и простых зубчатых передач, но с учетом указанных выше особенностей планетарных передач. [c.130]

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]

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]

При подборе чисел зубьев планетарной передачи Л известно начальное значение параметра р, зависящее от требуемого передаточного числа число сателлитов п ., удовлетворяющее условию соседства по формуле (6.11) максимальное число зубьев 21 шестерни (исходя из расчета на прочность). С помощью табл. 6.10 можно найти предварительное значение числа зубьев 2 центрального колеса а и центрального колесд Ь [c.119]

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]

В справочнике приведены сведения по проектированию, расчету и конструированию планетарных и волновых зубчатых передач. Рассмотрены простые планетарные Передачи и сложные, имеющие две, три и четыре степени свободы. Рассмотрены расчеты на прочность передач с цилиндрическими зубчатыми колесами и подшипниками. Особое внимание уделено проектирова-, нию с учетом влияния деформаций на нагрузочную способность. [c.2]

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]

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]

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]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...