Определение передаточных отношений простейших передач

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ ПРОСТЕЙШИХ ПЕРЕДАЧ [c.153]

Многоступенчатые передачи составляют из ряда соединенных между собой простых передач (или ступеней). Определение передаточного отношения многоступенчатой передачи рассмотрим на примере передачи, изображенной на рис. 1.133. Вращение между валами 1 и 2 передается с помощью зубчатых колес с числом зубьев гг и г , передача вращения между валами 2 нЗ производится зубчатыми колесами е числом зубьев г и 2з и, наконец, между валами 3 и 4 вращение передается ременной передачей с диаметрами шкивов йз и Для удобства вычислений у обозначений чисел зубьев и диаметров шкивов поставлены индексы, соответствующие нумерации валов. [c.110]

Общая формула для определения передаточного отношения планетарных передач, из которой вытекают все частные случаи, получена, когда планетарная передача обращена в простую остановкой водила [c.191]

Передаточное число волновой передачи выражают через передаточное отношение-при неподвижном генераторе волн путем простого перемещения индексов в соответствии с указаниями по определению передаточных отношений планетарных передач (см. работу [36]). [c.140]

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНЫХ ОТНОШЕНИЙ ПРОСТЕЙШИХ ПЛАНЕТАРНЫХ И ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫХ ПЕРЕДАЧ [c.235]

Выведем формулы для определения передаточных отношений некоторых простейших передач. [c.115]

На рис. 27, а показана схема замкнутого дифференциала, который образован из однорядного дифференциала замыканием звеньев <3 и Я через зубчатую передачу, состоящую из колес с числами зубьев 2з, 24 и 25. Графическое построение для определения передаточных отношений не отличаются от построений, применяемых при анализе простых планетарных механизмов, причем построения удобно начинать с линии Я, а затем строить линии 4, 3, 2 п 1 (рис. 27, б, в). [c.57]

Тяговый режим гидромеханического трансформатора может рассматриваться на двух участках. На участке / работы тормоз 6 включен, планетарный ряд превращается в простую зубчатую передачу и реактор 2 вращается в обратном направлении по отношению к направлению вращения насосного и турбинного колес. По достижении определенного передаточного отношения, тормоз 6 выключается, а тормоз 5 включается. При этом реактор 2 останавливается, и в дальнейшем работа протекает как у обычного гидротрансформатора (участок//). [c.35]

При определении приведенных упруго-инерционных параметров динамической схемы механической системы с простыми зубчатыми передачами коэффициент приведения для элемента k системы принимается равным кинематическому передаточному отношению между элементом k и звеном приведения. Указанное правило сохраняет свою силу и для редукторных систем, содержащих простые зубчатые [c.150]

При определении приведенных упруго-инерционных параметров динамической схемы механической системы с простыми зубчатыми передачами коэффициент приведения для элемента к системы принимается равным кинематическому передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Указанное правило сохраняет свою силу и для редукторных систем, содержащих простые зубчатые передачи и одноступенчатый планетарный редуктор, если последний представляется в динамической схеме редуцированным графом. Если одноступенчатый планетарный редуктор представляется полным динамическим графом, то коэффициент приведения для элемента к системы будет равен схемному передаточному отношению между элементом к и звеном приведения. Схемное передаточное отношение представляет собой соответствующее кинематическое передаточное отношение, подсчитанное при рассмотрении планетарного одноступенчатого редуктора (представленного полным динамическим графом) как механизма без редукции. Появление схемных передаточных отношений объясняется тем, что полный динамический граф характеризует поведение звеньев планетарного ряда в неприведенных (истинных) крутильных координатах. Иначе говоря, каждый планетарный ряд, представляемый в схеме полным динамическим графом, можно рассматривать как некоторый механизм без редукции, звенья которого (узлы динамического графа) связаны квазиупругими соединениями. [c.123]

Следовательно, вычисление даже наибольшего из возможных значений кинематической погрешности зубчатой передачи путем простого суммирования наибольших возможных кинематических погрешностей каждого из колес по формуле (1.74) может привести к завышенной погрешности зубчатой передачи по сравнению с ее наибольшей возможной погрешностью, так как при этом не учитывается влияние независимых переменных Аф и области определения А , границы которой зависят от Исследуя выражение (1.75), можно найти зависимость Ш от переменных I и Аф, причем влияние г и Аф на участке от О до 2л будет тем меньше, чем больше г, и при I 10 переменные / и Аф не будут практически оказывать влияние на кинематическую точность зубчатой передачи, так как в этом случае А 7 д = 2 (а + А). При г < 10 АЦ б < 2 (а + А), причем для четных передаточных отношений влияние I всегда будет более существенно, чем для нечетных передаточных отношений, а влияние Аф, наоборот, будет более существенно для нечетных 1. На рис. 1.28 приведены графики зависимостей наибольших возможных кинематических погрешностей передач, [c.74]

При определении величины передаточного отношения паразитные колеса учитывать не следует. Для определения направления необходимо учесть только количество простых передач с внешним зацеплением т. Для нашего случая [c.183]

На рис. 7.36, а показан механизм дифференциала, у которого колеса 1 и 3 замкнуты промежуточной зубчатой передачей, состоя-шей из колес 1, 2, 2 3, вследствие чего угловая скорость колеса 3 зависит от угловой скорости ведущего звена 1. Для определения общего передаточного отношения от вала 0 к валу Он удобно механизм, показанный на рис. 7.36, а, как бы расчленить на два зубчатых механизма. Первый механизм, показанный на рис. 7.36, б, представляет собою простую двухступенчатую зубчатую передачу, состоящую из колес 1, 2, 2 и 3. Второй механизм, показанный на рис. 7.36, в, представляет собою дифференциал, состоящий из колес 3, 4, Г и водила Я. Начнем с рассмотрения кинематики дифференциала (рис. 7.36, в). Для этого механизма имеем, согласно уравнению Виллиса, (7.56), [c.172]

Простые передачи с небольшими передаточными отношениями, но с высоким к. п. д. (схелга 1, 2 табл. 51 и рис. 164). У этих передач приведенные механизмы имеют отрицательные передаточные отношения. Поэтому формулы для определения передаточных отношений планетарных передач не имеют отрицательных членов. Передачи пригодны для силовых приводов. [c.327]

Передаточное отношение К рычажной системы чаще всего постоянно, но существуют конструкции кулачковых приводов суппортов, в которых передаточное отношение рычажной передачи можно регулировать. Простейшая схема такого привода приведена на фиг. 29, е. Суппорт 1 приводится в движение дисковым кулачком 2 при помощи -рычага-5гЛРЯгй- - вушшчего-рычага-Л Ход суппорта может изме-няться в определенных пределах при постоянном подъеме Н кулачка 2 в зависимости от соотношения плеч и г рычага 5. Величина плеча г, зависит от положения тяги 4 в пазу рычага 5. [c.49]

Кинематическое исследование планетарных механизмов в общем случае сводится к определению угловых скоростей звеньев, а для простых и замкнутых планетарных передач, кроме того, к установлению величины II знака передаточного отношения. Известны несколько способов исследования [c.323]

Оценка влияния упругих свойств соединений, связывающих центральные колеса планетарных рядов многорядного редуктора с опорным звеном, производится таким же образом, как и в случае одно- и двухступенчатых планетарных передач. Если для какого-либо планетарного ряда редуктора удовлетворяется условие (52), то этот ряд может быть представлен в общей динамической схеме одним из своих редуцированных графов (56), (57) (рис. 7). При определении схемных передаточных отношений учитываются кинематические свойства лишь тех планетарных. рядов многорядного редуктора, которые представляются в общей динамической схеме редуцированными графами. Планетарные ряды, представляемые полными динамическими графами, рассматриваются при указанной процедуре как механизмы без редукции. Если в многорядном редукторе основные звенья отдельных планетарных рядов связаны попарно, то такой редуктор называется замкнутым. Как правило, замкнутые планетарные редукторы являются н д и ф ф е р е н-цальными, то есть содержат планетарные ряды, у которых все основные звенья совершают вращательные движения (рис. 9, а). Замкнутые дифференциальные планетарные передачи иногда получают в результате синтеза простых зубчатых передач и планетарного ряда (рис. 9, б). [c.125]

На фиг, 107, а показана гидравлическая передача Синклера, в которой между ведущим (насосным) колесом 1 и ведомы.м (турбинным) колесом 3 расположен распределительный аппарат с лопатками 2, который изменяет величину момента, а следовательно, и скорости. Принцип действия этого аппарата иллюстрируется на фиг, 107, б, С увеличением числа оборотов ведомого вала Пз крутящий момент /VI 2 падает, а коэффициент полезного действия г) возрастает, достигая максимума при определенном числе оборотов, когда передаточное отношение принимает заданное значение n in . При дальнейшем увеличении числа оборотов снижается не только момент, но и коэффициент полезного действия. Если лопатки выполнены поворотными, то оптимальное передаточное отношение n jn можно регулировать, В машинах небольших размеров предусматриваются простые поворотные устройства. В крупных передачах имеется еще муфта, которая по достижении заданной скорости обеспечивает жесткое сцепление, доводя к. п. д. почти до единицы. Посредством таких муфт передаются мощности, начиная с 0,5 л. с. при /г = 1000 об/мин до 2500, 5000, 7000 л. с. при и = = 1200 o6 MUH и при скольжении 1, 2 и 3%. [c.156]

При двух валах и передаче зацеплением простейший способ осуществления заданного ряда скоростей ведомого вала с постоянной скоростью ведущего заключается в изменении передаточных чисел путем смены зубчатых колес (коробка передач со сменными колесами). Чтобы ускорить и облегчить переход с одной скорости на другую, можно заранее поместить на сопряженных валах определенное число разных пар колес, соответствующее числу требуемых скоростей, и муфтой или шпонкой связывать с ведомым валом нужное зубчатое колесо. В этом случае возможный диапазон регулирования ограничен обычно небольшим передаточным отношением. Так, например, при п rtmin = 4 и Лщах = 1 1,5 диапазон регулирования равен R = п max nmin = 4 -1,5 = 6. Больший [c.170]

Если отнести указанные величины к оси зацепления, то необходимы дополнительные данные о положении зубьев относительно оси вращения. К ним относятся эксцентриситет и перекос (торцовое биение), если дополнительно задано положение этих величин относительно друг друга. Для конических зубчатых колес необходимы дополнительные данные. Рассмотрим комплексную проверку зубчатых колес. Различают два вида комплексных проверок однопрофильную и двухпрофильную погрешности обката. При однопрофильной проверке определяется суммарное воздействие отдельных погрешностей при постепенном межосе-вом расстоянии двух зубчатых колес в направлении вращения раздельно для правой и левой стороны зуба. Погрешность обката при однопрофильной проверке — это угол, на который отклоняется контролируемое колесо от положения, определяемого эталонным колесом и теоретическим передаточным отношением. Анализ погрешности обката позволяет (в некоторых случаях в комбинации с определением положения пятна контакта) установить наличие отдельных погрешностей колеса. Недостатком метода является большая стоимость измерительных приборов и обработки результатов измерений. Измеряемая величина может определяться сейсмическим датчиком крутильных колебаний, с помощью оптических штриховых мер в виде дисков или в простейшем случае — с помощью механической эталонной зубчатой передачи. [c.107]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...