Расчет зубчатых передач с неподвижными осями

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 ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ С НЕПОДВИЖНЫМИ ОСЯМИ [c.106]

Расчет зубчатых передач с неподвижными осями включает определение чисел зубьев, выбор параметров для корригирования колес, определение нагрузки на зубьях и к. п. д. При этом передаточное отношение должно быть известно. [c.106]

Для расчета сложных зубчатых механизмов с подвижными осями можно применять графические методы кинематического анализа. Линейную скорость у точки касания колес / и 2 обычной зубчатой передачи с неподвижными осями изобразим вектором Я,а (рис. 87) и точку а соединим с осями О, и О, вращения обоих колес. Прямая а—с, очевидно, изображает закон изменения линейных скоростей точек колеса 1, а прямая а—Ь—точек колеса 2. [c.123]

Рассмотрим силовой расчет двухступенчатой зубчатой передачи с неподвижными осями, схема которой изображена на рис. 355, а, б. Пусть ведущим колесом, к которому приложен уравновешивающий (движущий) момент Му = Mi, является колесо / с внутренним зацеплением, а ведомым, нагруженным внешним моментом Мз — колесо 3. На ведущем звене / направление действия момента Му и заданной угловой скорости должно совпадать, а на ведомом звене 3 направление действия момента М3 сил сопро- [c.369]

Пособие состоит из двух частей. В первой части даны проектировочные и проверочные расчеты основных элементов механических передач, указания к выбору материалов. Наряду с передачами с неподвижными осями зубчатых колес с рядными передачами большое внимание уделено планетарным передачам. Это вполне закономерно, поскольку они наиболее полно удовлетворяют требованиям к снижению массы и габаритных размеров. Рассмотрены также вопросы, -относящиеся к теоретическим основам выбора наиболее рациональных типов механических передач в зависимости от режима работы и специфических требований, предъявляемых к приводу. [c.3]

Расчет на выносливость активных поверхностей зубьев эвольвентных передач с подвижными и неподвижными осями сцепляющихся зубчатых колес выполняется по ( юрмулам табл. 6.1 и 6.21 ри(, б.з и 6.4. При использовании этих формул для планетарных передач (и для передач с неподвижными осями, полученных из плане- [c.93]

Расчет зацепления центрального колеса с сателлитом приводится к расчету обычной передачи 1—2 с неподвижными осями зубчатых колес. Если < гц (рис. 5.5, а и б), то в передаче 1—2 шестерней является сателлит, а колесом — центральное колесо. В этом случае момент на шес- [c.162]

Расчет зацепления центрального колеса х сателлитом приводится к расчету обычной передачи —2 с неподвижными. осями зубчатых колес. Если гст < гц.к (см. рис. 4. , а и б), то в передаче 1—2 шестерней является сателлит, а колесом — центральное колесо. В этом случае момент на шестерне и передаточное число и определяют по формулам [c.95]

Для сложных механизмов расчеты по выведенной формуле можно упростить. Для этого вместо п можно брать число систем звеньев, соединенных зубчатыми передачами с неподвижными осями (так как подвижность такой системы тоже равна 1). Однако при этом вместо следует подставлять число не всех зубчатых зацеплений, а только тех, которые соединяют "быделенные системы. Эти системы могут связывать и дифференциалы, которые также накладьшают одно условие связи. [c.28]

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]

Важное значение для машиностроения имело развитие теории механических передач, т. е. различных зубчатых механизмов. Геометрия плоского-и пространственного зацепления начала развиваться еше до Великой Отечественной зойны на базе работ X. И. Гохмана и Н. И. Мерцалова. В первую очередь б ла развита теория эвольвентной цилиндрической зубчатой передачи. Развитие этой теории и методов профилирования зубьев тесно, увязывалось с технологическими процессами обработки зубчатых колес. После войны существенное развитие получает теория некруглых зубчатых механизмов, нашедших применение в приборостроении. В последнее десятилетие внимание исследователей было посвящено геометрии ирострапствен-ных зацеплений. Получены новые виды зацеплений, изучены динамические характеристики различных зацеплений, разработаны инженерные методьг их расчета и проектирования. Существенное внимание уделялось синтезу сложных зубчатых механизмов. Особенное внимание уделено методам проектирования редукторов дифференциальных, планетарных и с неподвижными осями колес. Некоторое развитие получили методы анализа и синтеза бесступенчатых передач. [c.28]

При расчете спиральной пружины следует учитывать трение в зубчатых зацеплениях и в подшипниках осей, а также инерцию вращающихся деталей. На рис. 154, (3 изображена конструкция зубчатой передачи, состоящая из двух ведущих колес и одного ведомого. Два ведущих колеса сидят на одном валу, причем одно колесо сидит неподвижно (закреплено при помощи шпонки), а другое — свободно. На профильной проекции показан поперечный разрез полуступиц колес, в которые ввинчены упорные винты. С помощью винтов ведущие колеса поворачиваются в противоположных направлениях, устраняя зазор между зубьями. Недостатком такой конструкции является быстрый износ передачи. [c.298]

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]

В приводимой методике рассматривается расчет зацецления двух сцепляющихся зубчатых колес, применимый к передачам с подвижными и неподвижными осями, даны указания к нахождению величин, входящих в основные расчетные зависимости для конкретных типов планетарных передач, и приводятся зависимости для проверочного и проектировочного расчетов передач 2к-к и ЗА. [c.92]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...