Опоры звеньев передачи

Опоры звеньев передачи [c.393]

Вращающаяся система должна иметь привод от источника движения с помощью ременной, цепной, зубчатой и других видов передачи. В случае передачи момента М (рис. 13.9, а) окружное усилие или нормальное давление А/ на зуб шестерни можно рассчитать по заданным условиям, а зная плоскость действия этой силы, пользуясь уравнениями статики, можно определить и давления и Re на шарнирные опоры звена. Указанные силы определяют давление на подшипники (опоры) вала, которые можно учесть еще в процессе его конструирования. [c.415]

В работе рассмотрены вопросы построения корректных динамических схем различных типов планетарных редукторов и дифференциальных механизмов. При построении схем учтены упругие свойства подшипниковых опор сателлитов и механические связи, наложенные на звенья передач. Предполагается, что оси сателлитов передач располагаются на безынерционном водиле, которое связано с конструктивным водилом упругим соединением, эквивалентным по своей характеристике (в отношении крутильных колебаний) подшипниковым опорам сателлитов. [c.428]

Очень важным средством уменьшения ошибок мертвого хода, а также повышения долговечности работы передачи является уменьшение трения во всех звеньях передачи. Этому способствует широкое применение шарикоподшипников, минимальные диаметры цапф в опорах скольжения, применение втулок из антифрикционных материалов, подвод смазки. [c.550]

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 определения сил в зацеплениях и в опорах планетарных передач всех трех типов (простых планетарных, дифференциальных и замкнутых дифференциальных) рассматривают поочередно равновесие каждого звена под действием внешних нагрузок. Трение при этом не учитывают. Расчет начинают со звена, где известен внешний момент, например со звена а [c.159]

На основные звенья передачи действуют также силы, приложенные к выходным участкам валов, которые следует учитывать при расчете валов и их опор. Так, например, от втулочно-пальцевой муфты на конце вала возникает сила [c.161]

Расчет статического момента на ведущем звене кинематической цепи ведется последовательно от передачи к передаче, начиная с конечных ведомых звеньев. Выбор именно такой последовательности расчетов обуславливается тем обстоятельством, что статические моменты на конечных ведомых звеньях обычно бывают заданы или определяются в результате более или менее сложного в зависимости от конструкции, назначения и особенностей звена предварительного расчета. В рамках поставленной нами задачи мы не будем касаться этих вопросов, считая, что статические моменты конечных ведомых звеньев кинематической цепи заданы как исходные данные. В качестве их могут выступать статические моменты трения в опорах звеньев, моменты потенциальных сил, действующих в направлении, противоположном направлению движения и т. п. [c.10]

Рис. 3.5. К определению нагрузок, действующих на опоры основных звеньев передачи, выполненной по схеме С с =1

В планетарных механизмах передача энергии от ведущего вала к ведомому осуществляется как в переносном, так и в относительном движениях звеньев. В результате вращения звеньев вокруг центральной оси с угловой скоростью Ын водила (переносное движение) возникают потери энергии, обусловленные трением в опорах центральных звеньев, а также потери на перемешивание и разбрызгивание масла. Этими потерями обычно пренебрегают. [c.331]

У волновых передач количество волн деформации гибкого звена зависит от конструкции генератора и может быть любым целым числом. Одноволновая передача имеет генератор волн, выполненный в виде эксцентричного кулачка, и реакция от гибкого звена полностью передается на опоры вала генератора. При я 2 кулачки имеют симметричную форму, и реакции от гибкого звена взаимно уравновешиваются. [c.351]

Опоры качения и скольжения для поступательно и вращательно перемещающихся пар ввиду низкой точности используют в схемах измерения редко. Вместо передач типа показанных на рис. 6.8 и 6.10, г применяют звенья, подвешенные на плоских пружинах. Пружинные опоры (рис. 6.10, а—в, д, е) имеют значительно меньшие погрешности, связанные с непостоянством перемещения и поворота. Недостатки подобных передач — относительно небольшие перемещения и возможность потери устойчивости плоских пружин при значительных продольных нагрузках. [c.146]

У передач с зацеплением не наблюдается проскальзывания гибкого звена, меньше давление на опоры валов и более высокие тяговые характеристики. [c.263]

В варианте 6 ог центробежных сил разгружены опоры тихоходной ступени. Это имеет значение в весьма быстроходных приводах, когда угловая скорость и передаваемый момент тихоходного вала значительны. В этом варианте водило hj вращается со скоростью тихоходного вала. Но УИда Mhv и поэтому размеры механизма Л с основными звеньями значительно меньше, чем другого механизма А, а поэтому влияние центробежных сил в нем (в известном диапазоне исходных параметров) невелико. Помимо отмеченных достоинств, в отдельных случаях передачи, выполненные по схеме варианта 6, имеют конструктивные преимущества по сравнению с вариантами 4 и 5. [c.637]

Реакции опор, действующие на валики передач, определяются из условия равновесия каждого звена механизма (см. 19.2, 21.1). [c.77]

Потери и к. п. д. В передачах с фрикционным сцеплением потери обусловлены проскальзыванием гибкого звена (1—2% потерь), сопротивлением воздуха (около 1%), жесткостью ремня (1—1,5%) и трением в опорах валов. [c.349]

Выявление статической неуравновешенности звеньев на практике осуществляется с помощью специальных балансировочных установок. На рис. 9.2, б изображена схема простейшей балансировочной установки. Подлежащее балансировке звено, например шкив ременной передачи, устанавливается на опоры установки так, чтобы он мог свободно поворачиваться вокруг оси вращения. Это достигается путем перекатывания вала шкива по горизонтальной опорной призме. После небольших покачиваний шкив остановится в положении, когде центр тяжести его S будет находиться в вертикальной плоскости /—/ ниже оси вращения О. Поэтому корректирующую массу следует поставить на линии /—/ выше оси вращения. Путем ряда попыток можно установить, какую корректирующую массу надо иметь, чтобы результирующая центробежная сила инерции шкива обращалась в нуль. При этом будет выполнено условие [c.189]

При равномерном движении передачи без нагрузки (вхолостую) и при отсутствии сопротивлений движению со стороны опор валов моменты сил трения и относительно осей 0 II 0.2 должны быть одинаковы, так же как и работы этих сил. Предполагаем удельное давление звеньев друг на друга в зоне контакта постоянным [c.264]

Система уравнений (10.21) соответствует составной модели рассматриваемой передачи, образованной двумя связанными подсистемами зубчатой передачей и корпусом на упругих опорах. На, основании такого представления модели наиболее рационально осуществляется учет диссипативных факторов и нелинейных свойств звеньев [38, 391. [c.178]

Кроме того, будем пренебрегать изгибно-контактными деформациями зубьев, а также ограничимся рассмотрением лишь упругих свойств подшипниковых опор сателлитов и механических соединений, посредством которых осуществляется остановка центральных колес или связь основных звеньев одно- и двухступенчатых передач, образующих рассматриваемый планетарный механизм. Анализ, основанный на учете упругости опор сателлитов, приводит еще к одной схематизации в представлении одно- и двухступенчатых передач. Предполагается, что оси сателлитов этих передач располагаются на условном безынерционном водиле 5, которое связано с конструктивным водилом 3 упругим соединением, эквивалентным по своей характеристике подшипниковым опорам сателлитов (рис. 57, а, б). [c.127]

Таким образом, при схематизации упругость опор сателлитов не изменяет кинематических свойств планетарных одно- и двухступенчатых передач, но увеличивает число степеней свободы этих передач на единицу. Каждый условный планетарный дифференциальный ряд (с условным безынерционным водилом) имеет две степени свободы и четыре подвижных звена. Следовательно, смещения звеньев указанного ряда должны удовлетворять двум уравнениям связей. [c.127]

Рассмотрим планетарный ряд — одноступенчатую планетарную передачу с основными звеньями /, 2, 3 (см. рис. 55). При учете упругих свойств подшипниковых опор сателлитов рассматриваемый планетарный ряд будет иметь безынерционное водило. [c.129]

Наличие предохранительной муфты 18 позволяет повысить надежность работы привода, а наличие маховика 19 и подшипниковых опор 10 позволяет упростить наладку привода и осуществлять вращение планетарных механизмов и исполнительных органов при выключенных двигателях вручную. При вращении маховика 19 входные звенья 20, 26, 32 и 38 благодаря опорам 6, 7, 8 п 9 остаются неподвижными, а передача вращения от маховика 19 к выходным звеньям 24, 30, 36 и 42 осуществляется по тем же кинематическим цепям, чго и при включенных двигателях. Такое выполнение привода позволяет сообщать вращение нескольким параллельно работающим технологическим роторам при равномерном распределении нагрузки между ними и постоянном соотношении их скоростей вращения, t Маршруты потоков деталей. Одной из основных конструктивных особенностей автоматических роторных и роторно-конвейерных линий является наличие жесткого привода, обеспечивающего синхронное вращение всех роторов. На каждую позицию принимающего ротора поступают детали со строго определенных позиций передающего ротора. Вопросы управления качеством изготовляемых деталей, управления потоками продукции и т. д. привели к необходимости исследования принципов передачи обрабатываемых деталей между инструментальными блоками соседних и последующих роторов. [c.314]

В волновых передачах непрерывного вращения скорость вершины волны гибкого колеса передается жесткому ведомому колесу. Из предыдущего анализа следует, что. в случае перемещения волны по плоской опоре передача движения ведомому звену, сцепленному с вершиной волны, невозможна так как скорость в последней, согласно выражению (2.3), равна нулю (линейная волновая передача по такой схеме неосуществима). Ниже будет показана возможность получения шагового движения ведомого звена, связанного с фиксированной точкой гибкой связи, подверженной волновому движению, и создания на основе такой схемы волновых шаговых механизмов как линейного, так и вращательного типов. [c.104]

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]

Указанное позволяет ограничиться при динамических исследованиях планетарных передач учетом упругих свойств подшипниковых опор сателлитов и механических связей, наложенных на звенья этих передач. Анализ, основанный на учете упругих свойств опор сателлитов, приводит еще к одной схематизации в представлении одно- и двухступенчатых планетарных передач. Предпола-, [c.108]

На сх. а шестизвенный шарнирный м. (звенья 1—6 и стойк ) позволяет преобразовывать вращательное движение кривошипа 1 в качательное движение коромысла 5. М. свободного хода 6 преобразует это движение в однонаправленное импульсное движение. Перемещая опору звена 4 с помощью червячной передачи 7, изменяют параметры м. При этом меняется величина размаха коромысла 5 и соотношение времени его качания в одну и другую сторону. Соответственно изменяется продолжительность импульсов, а следовательно, и средняя скорость выходного звена. [c.105]

Конструкция данного редуктора дредсташхена на листе 122. Во всех звеньях передач опорами служат однорядные шариковые подшипники, и только сателлиты второй ступени установлены на сферических роликовых цодшипниках. Корпуса и крышки отлиты из чугуна, водило цельное, изготовляется из литой стали. Смазывание из картера редуктора. , [c.300]

Рассмотрим передачу вращения между параллельными осями. с помощью цилиндрических катков или дисков (фиг. 230). В этом случае силы трения Fj и Fg, вызывае.мые нажатием N, являются окрул ными усилиями и дают на звеньях моменты М = и М 2 = Fgrg. Будем считать звено 1 ведущим, а звено 2 — ведомым. Действительный движущий момент будет несколько больше Mi, так как он должен будет преодолеть ещё трение в опоре звена 1. Действительный же момент сопротивления будет несколько [c.176]

Наличие нескольких зон зацепления при большой многопарности контакха зубьев предопределяет относительно высокую нагрузочную способность и кинематическую точность волновых зубчатых передач. Если передаваемая нагрузка равномерно распределяется между зонами зацепления (при и >2), то силы в зонах зацепления не нагружают опоры звеньев С, f и к. Пространство внутри гибкого колеса может быть рационально использовано для—размешения опор тихоходного вала, быстроходных ступеней или двигателя. [c.140]

Преимуп1,ество планетарных механизмов перед обычными в первую очередь обусловлено распределением передаваемой нагрузки на ряд зацеплений параллельно работающих сателлитов. Несмотря иа некоторое усложнение конструкции, установка возможно большего числа сателлитных колес приводит к существенному уменьшению габаритов механизма. В практике авиастроения известны конструкции планетарных передач, у которых = 20 -т- 24. Однако полная реализация преимуществ планетарных механизмов лимитируется сложностью обеспечения равномерного распределения нагрузки между сателлитами. Несоосность опор центральных звеньев, эксцентриситеты зубчатых колес, ошибки в геометрии их зубьев, неточности радиального и углового размещения сателлитов, а также различные деформации звеньев под нагрузкой вызывают неравномерное нагружение зацеплений сателлитов с цен 1ральными колесами. [c.335]

Настройка цепных передач при установке их на машину должна гарантировать правильное зацепление звеньев цепи с зубьями звездочек. Настройку цепной передачи по величине стрелы провисания в процессе монтажа и вксплуатации производят перемещением подвижной опоры или звездочек удалением звеньев из цепного контура. Величина стрелы провисания f (мм) холостой ветви цепи связана с ме-жосевым расстоянием и. действительной величиной отрицательного отклонения (—Да) зависимостью [c.580]

Величина Q зависит От точности иаготовления конструкции передачи, числа сателлитов и степени загруженности [14]. Простейшим способом выравнивания нагрузки среди сателлитов (приближением к единице величины Q) является использование эффекта плавания центральных колес центральное колесо устанавливают без радиальных опор, и ось его под влиянием погрешностей изготовления смещается против своего теоретического положения. Момент к плавающему основному звену передается с помощью муфт (обычно зубчатых), допускающих радиальные смещения этого звена. Плавание особенно эффективно при ап = 3. [c.639]

Рис. 3.214. Редуктор с волновой передачей с опорами ведомого вала внутри гибкого звена. Гибкое звено 1 соединяется посредетвом полумуфты 2 с ведомым валом, вращающемся в подшипниках б, размещенных в крышке 5 корпуса с внутренним патрубком. Осевое смещение гибкого звена предотвращается проволочными кольцами 3 и 4.

Сборка цепных передач производится способами, во многом сходными со сборкой ременных передач. После сборки и выверки звездочек цепь надевают на обе звездочки и свободные концы ее скрепляют соединительным звеном. Если опоры одной из звездо- [c.234]

Суш,ествуюгцая методика диагностирования этих устройств по суммарному угловому зазору выходных кинематических пар малоэффективна ввиду недостаточной глубины диагноза. Ограниченность по времени циклов полного функционирования привода в целом снижает возможности виброакустического метода технической диагностики в известной спектральной или корреляционной реализации [11. Значительные моменты трения в конечных опорах исполнительного звена по сравнению с моментами сопротивлений в промежуточных кинематических парах затрудняют применение известного способа дифференциального определения технического состояния зубчатых передач [2]. Кроме этого, из-за взаимного влияния вибрации агрегатов рассматриваемого объекта оказывается недостаточной также и одномерная модель системы диагностирования зубчатых передач [3]. Поэтому для механизмов угловой ориентации необходима разработка системы диагностирования, рационально использующей преимущества современных методов распознавания и определения структурных параметров. [c.107]

Аналогичные механизмы могут быть применены и в случае параллельного расположения осей поворотных звеньев. На фиг. 35, в показано блокирующее устройство, которое широко используется в той или иной форме во многих механизмах. Каждый из рычагов 3 и 7 управляет парой скользящих шестерен, посредством которых один вал получает вращение от другого вала. Включением различ ных шестерен можно получить четыре скорости. Совершенно ясно что в то время, пока включена одна шестерня, три других должны находиться в отключенном положений. В противном случае воз- можна поломка шестерен или валов, ибо одновременная передача на один и тот же вал различных скоростей невозможна. Безопас4 кость переключений обеспечивается блокирующим устройством. Блокирующий элемент представляет собой цилиндрический стержень 1 скользящий в опорах 4 п 6. Концы стержня могут вхо , дить в отверстия Л и 5 в ступицах 2 я 8 рычатов 3 и 7, предназна- ченных для управления. Через середину стержня / проходит штифт 5, который скользит в горизонтальной прорези. Выступаю- щий из прорези конец штифта используется для сообщения стер , жню 1 перемещений влево и вправо. На фигуре он показан в левом положении. Рычаг < свободен, а рычаг 7 заперт в таком нейтраль-4 51 [c.51]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...