Чертеж планетарного редуктора с деталировкой: Редуктор планетарный одноступенчатый + Деталировка, Рама, Привод + Спецификация

Содержание

Редуктор планетарный двухступенчатый — Чертежи, 3D Модели, Проекты, Детали машин

Балтийский Государственный Технический Университет им. Д.Ф.Устинов
Кафедра Деталей машин
Курсовой проект по дисциплине «Детали Машин»
На тему: «Проектировочный расчет двухступенчатого планетарного редуктора «
Санкт-Петербург 2004

Основными объектами проектирования по курсу «Детали машин» являются
механические передачи для преобразования вращательных движений или
вращательного движения в поступательное.
Целью данного курсового проекта является выработка у студентов
навыков в проектировании механических агрегатов, оценки методов
проектирования, разработки муфт, передач и других узлов.
Данная работа состоит из нескольких частей, а именно из расчетно-
пояснительной записки и графической части. Расчетно-пояснительная
записка состоит из нескольких этапов, таких как пояснительная записка,
где представлен предварительный расчет параметров редуктора,
проверочный расчет, где проводится расчет, а также проверка данных,

вычисленных на первом этапе курсового проекта. Также данная работа
включает подбор электродвигателя по параметрам редуктора, расчет
плиты основания и проектирование соединяющей муфты.
Графическая часть задания представляет собой чертеж вида редуктора,
общий вид редуктора в сборе с электродвигателем. К графической работе
прилагается спецификация на редуктор.

Курсовой проект содержит: Черновики, 48 страниц пояснительной записки, 2 листа формата А1.

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ И КОМПОНОВОЧНАЯ СХЕМА РЕДУКТОРА

Максимальный момент на тихоходном валу, Тт 3000 Нм
Частота вращения , nт 45 об/ мин
Общее передаточное число, iобщ 32
Режим нагрузки IV
Долговечность, t 7000

Параметр, p1 3.8
Марка стали колес za и zg 12Хh3
Термообработка активных поверхностей зубьев цементация

Расчетный момент на шестерне

Th2=Ta1/nw=625/3=208.4 Н/м—расчетный момент на шестерне a1
Th3=Ta2/nw=93.75/3=31.25 Н/м—расчетный момент на шестерне a2

Передаточное число в зацеплении а-g

u1=(p1-1)/2=(3.8-1)/2=1.4
u2=(p2-1)/2=(5.667-1)/2=2.334

Состав: Чертеж (Редуктор, привод), Деталировка (Вал-шестерня,водило, полумуфта), спецификации,Пояснительная записка.

Софт: КОМПАС-3D 11

Редуктор планетарный двухступенчатый u=20.6 — Чертежи, 3D Модели, Проекты, Редукторы

Балтийский Государственный Технический Университет им. Д.Ф.Устинов
Кафедра Деталей машин
Курсовой проект по дисциплине «Детали Машин»
На тему: «Проектировочный расчет двухступенчатого планетарного редуктора «
Санкт-Петербург 2015

Основными объектами проектирования по курсу «Детали машин» являются
механические передачи для преобразования вращательных движений или
вращательного движения в поступательное.
Целью данного курсового проекта является выработка у студентов
навыков в проектировании механических агрегатов, оценки методов

проектирования, разработки муфт, передач и других узлов.
Данная работа состоит из нескольких частей, а именно из расчетно-
пояснительной записки и графической части. Расчетно-пояснительная
записка состоит из нескольких этапов, таких как пояснительная записка,
где представлен предварительный расчет параметров редуктора,
проверочный расчет, где проводится расчет, а также проверка данных,
вычисленных на первом этапе курсового проекта. Также данная работа
включает подбор электродвигателя по параметрам редуктора, расчет
плиты основания и проектирование соединяющей муфты.
Графическая часть задания представляет собой чертеж вида редуктора,
общий вид редуктора в сборе с электродвигателем. К графической работе
прилагается спецификация на редуктор.

Курсовой проект содержит: 36 страниц пояснительной записки, 2 листа формата А1.

Максимальный момент на тихоходном валу , Нм 3000
Частота вращения , об/мин 70
Передаточное число
Долговечность , час 6000
Параметр 3.34
Марка стали колес 12Х2Н4А
Термообработка активных поверхностей их зубьев Цементация
U1=1.12
U2=1.375

Состав: Чертеж (Редуктор, привод), Деталировка (Вал-шестерня,водило, полумуфта),Пояснительная записка, Спецификация

Софт: КОМПАС-3D 14

Сборочные чертежи редукторов. Спецификации, страница 13

 

Рис. 56. Рабочий чертёж конического вала-шестерни

Рис. 57. Рабочий чертёж червяка

     В справочной части таблицы приводят  делительный диаметр d1, ход витка ph, коэффициент диаметра червяка q, межосевое расстояние aw, обозначение чертежа и число зубьев сопряжённого колеса.

11.6. Чертёж червячного колеса

Пример чертежа червячного колеса приведен на рис. 58. Перед вычерчиванием необходимо изучить требования к рабочим  чертежам зубчатых колёс и червяка (пп. 11.3…11.5). Обычно червячное колесо конструируют  составным  в целях  экономии дорогостоящего материала венца. Оно содержит  венец  из антифрикционного материала, чугунный  колёсный  центр и при необходимости детали крепления. Чертёж составного червячного колеса  является  по сути

сборочным чертежом.  При его вычерчивании с выполнением всех требований к чертежам деталей деталировку составных частей можно не выполнять. 

Таблицу параметров выполняют аналогично таблице для червяка с изменениями, показанными на рис. 58. В частности, введен коэффициент смещения колеса (червяк не смещают),

11.9. Чертёж литого корпуса

Пример рабочего чертежа литого корпуса приведен на рис. 59.Корпус редуктора является сложной деталью для изготовления и изображения на рабочем чертеже. Это одна из самых дорогостоящих деталей редуктора. Корпус является опорой для подшипников качения – деталей высокой точности изготовления и монтажа. Поэтому посадочные поверхности под подшипники и плоскости разъёма изготавливают по высокому классу шероховатости (Ra= 1,25, Ra= 2,5 мкм).

Для обеспечения высокой точности вначале обрабатывают плоскости разъёма. Корпус соединяют с крышкой  стяжными болтами с надлежащей затяжкой. Подшипниковые отверстия корпуса и крышки растачивают в совместной обработке, на что даётся указание в технических требованиях. Размер такого отверстия изображают в квадратных скобках. Так же изображены координаты резьбовых

 

Рис. 58. Рабочий чертёж червячного колеса

Рис. 59. Рабочий чертёж литого корпуса отверстий под винты, которые сверлят по отверстиям в крышке.

На чертеже указывают допуск плоскостности плоскости разъёма, допуски соосности, параллельности и цилиндричности на отверстия под подшипники. Корпус обрабатывают только в местах его сопряжения с другими деталями. Остальные поверхности корпуса – необработанные, на что приведено указание значками в правом верхнем углу чертежа. В технических требованиях также указывают неуказанные формовочные уклоны и литейные радиусы.

11.10. Чертёж сварного корпуса

Пример рабочего чертежа сварного корпуса приведен на рис. 60. От чертежа литого корпуса он отличается наличием рёбер снаружи корпуса. Крышка с корпусом при этом соединяются стяжными болтами. Крышки подшипников  – накладной конструкции, их крепят к корпусу винтами. Под фланцы крышек ставят набор металлических прокладок. На корпусе проектируют платики под крышки.

Корпус сваривают из элементов простой формы без радиусных переходов, присущих литой конструкции. Границы между элементами не показаны. Сварка выполнены всеми видами швов: стыковыми С, нахлёсточными Н, тавровыми Т и угловыми У. На условных обозначениях сварных швов указаны шифр соедине-ния, номер шва и количество однотипных швов. Стандарт на способ сварки приведен в технических требованиях. В целом чертёж необходимо выполнять в соответствии с требованиями к рабочему чертежу литого корпуса.

11.11. Чертёж сварной крышки

Пример рабочего чертежа сварной крышки корпуса приведен на рис. 61. Он выполнен аналогично чертежу сварного корпуса. Следует обратить внимание на горизонтально расположенные платики смотрового отверстия

, облегчающие шлифование  поверхности разъёма.

 

Рис. 60. Рабочий чертёж сварного корпуса

 

Рис. 61. Рабочий чертёж сварной крышки

11.12. Чертёж литого корпуса планетарного редуктора

Чертеж редуктора цилиндрического двухступенчатого — Мастер Фломастер

Донской Государственный Технический Университет
Кафедра Технология Машиностроения
Курсовой проект по дисциплине «Детали машин»
На тему: » Расчёт привода ленточного конвейера»
Ростов 2014

В рамках данного курсового проекта рассмотрены расчеты и проектирование привода общего назначения, который включает в себя электрический двигатель, цепную передачу и двухступенчатый цилиндрический редуктор. Графическая часть содержит общий вид привода, сборочный чертеж редуктора и 3 чертежа деталировки редуктора (вал тихоходный, шестерня, колесо).
Курсовой проект содержит 2 листа формата А1, 3 листа формата А3, 2 спецификации,29 страница пояснительной записки.
Разрабатываемый привод предназначен для промышленного применения в различных отраслях машиностроения.
Привод — совокупность устройств, предназначенных для приведения в действие машин. Состоит из двигателя, силовых передач и системы управления.
Силовая передача (трансмиссия) — совокупность сборочных единиц и механизмов, соединяющих двигатель с рабочим органом механизма или машины. Для передач вращательного движения различают передачи трения (ременные) и передачи зацепления (зубчатые, червячные, цепные и др.).

Техническая характеристика привода:
Электродвигатель асинхронный 4А80В4У3 (с мощностью NЭ = 1,5 кВт и частотой вращения вала nдв = 1500 об/мин.)
Редуктор цилиндрический двухступенчатый (u=19)
Частота вращения на выходном валу редуктора — 15 об/мин
Общее передаточное число привода — 39
Вращающий момент на выходном валу — 821 Нм

Техническая характеристика редуктора
1. Частота вращения быстроходного вала, об/мин 1488
2. Общее передаточное число редуктора 39
3. Передаточное число быстроходной ступени 13
4. Передаточное число тихоходной ступени 3
5. Вращающий момент на тихоходном валу, Нм 821

Состав: Редуктор(СБ), Деталировка(глухая крышка, вал ведомый, вал ведущий, зубчатое колесо коническое, рама) монтажная схема(СБ), Спецификация, Записка

В большинстве механизмов с электрическим двигателем стоит цилиндрический редуктор. Он снижает количество оборотов и повышает мощность агрегата. Зубчатый механизм передачи крутящего момента через цилиндрические колеса имеет наиболее высокий КПД по сравнению с другими способами. Различные виды цилиндрических редукторов широко применяются в металлургическом и машиностроительном оборудовании, электрическом инструменте и автомобилях.

Конструктивные особенности

Основой любого редуктора является зубчатое зацепление, передающее вращательный момент и изменяющее число оборотов вала. Для цилиндрических зацеплений характерна возможность вращаться в обе стороны. При необходимости ведомый вал с колесом подключается к двигателю и становится ведущим. Они в данной конструкции расположены параллельно, горизонтально и вертикально. Устройство цилиндрических редукторов может быть самое разное, но оно обязательно включает в свою конструкцию:

  • ведущий;
  • ведомый вал;
  • шестерню;
  • колесо;
  • подшипники;
  • корпус;
  • крышки;
  • систему смазки.

В простейшем одноступенчатом редукторе одна пара находится в зацеплении – шестерня и колесо. Если ступеней 2 и больше, соответственно увеличивается количество деталей. Появляются промежуточные оси. Для изменения направления вращения, в кинематическую схему включают паразитку, промежуточную шестерню с количеством зубьев как у ведущей.

Корпус и крышка отливаются из чугуна или делаются сварными из низкоуглеродистого листа толщиной 4 – 10 мм в зависимости от габаритов и мощности узла. Сварными делают маленькие редуктора. Остальные имеют крепкий литой корпус.

Характеристика цилиндрических редукторов

Количество зацеплений, тип зуба и взаимное расположение валов для всех видов оборудования описывает ГОСТ Редукторы цилиндрические. В нем указаны типоразмеры всех деталей, которые могут применяться в цилиндрических редукторах при различных количествах ступеней. Максимальное передаточное число одной пары 6,5. Общее многоступенчатого редуктора может быть до 70.

Больше чем у цилиндрического редуктора может быть передаточное число у червячной передачи,оно может достигать 80. При этом они компактные, но используются редко из-за низкого КПД. У цилиндрических одноступенчатых редукторов КПД 99 – 98%, самый высокий из всех видов передач.Отличаются червячные и цилиндрические редукторы расположением валов. Если у цилиндрических они параллельные, то червяк располагается к колесу под углом. Следовательно валы ведущий и ведомый выходят из перпендикулярно расположенных боковых стенок корпуса.

Цилиндрические редуктора самые шумные, при соприкосновении зубьев происходит удар поверхности одну о другую. Это исключает сильное трение и перегрев.

Для смазки достаточно залить масло в поддон, чтобы нижние шестерни в него частично погрузились. При вращении зубья захватывают масло и разбрызгивают его на другие детали.

Проектирование и порядок расчета

Расчет будущего редуктора начинается с определения передаточного момента и подборки его из нормированных пар. После этого уточняются диаметры деталей и межосевое расстояние валов. Составляется кинематическая схема, определяется оптимальная форма корпуса и крышки, номера подшипников. В сборочный чертеж входит кинематическая схема двухступенчатого редуктора, система смазки и способы ее контроля, типы подшипников и места их установки.

ГОСТ 16531-83 описывает все возможные виды и типоразмеры зубчатых колес, которые могут применяться в цилиндрических редукторах с указанием модуля, количества зубьев и диаметра. По размеру шестерни подбирается вал. Его прочность рассчитывается с учетом вращательного момента на скручивание и изгиб. Определяется минимальный размер, умножается на коэффициент прочности. Затем выбирается ближайший больший нормализованный размер вала. Шпонка рассчитывается только на срез и подбирается аналогично.

По диаметру вала выбирается подшипник. Его тип определяется направлением зуба. При косозубой передаче ставят упорные, более дорогие. Прямозубая передача не нагружает их в осевом направлении, и однорядные шарикоподшипники работают по несколько тысяч часов.

Схема сборки указывается на чертеже внизу и подробно расписывается в технологической документации, которая выдается в производство вместе с чертежами. На главном чертеже с общим видом в таблице указываются технические характеристики редуктора, которые затем переносятся в паспорт:

  • количество ступеней;
  • передаточное число;
  • число оборотов ведущего вала;
  • мощность на выходе;
  • КПД;
  • габариты;
  • вес.

Дополнительно могут указываться вертикальное расположение зацепления, направление вращение вала и способ установки: фланцевый или на лапах.

Виды цилиндрических редукторов

Цилиндрические редукторы разнообразны по конструкции, размерам и мощности, они делятся на виды по нескольким характеристикам:

  • тип крепления;
  • расположение валов;
  • количество ступеней;
  • нарезка зуба.

К характеристикам могут относиться виды подшипников и тип соединения валов.

Редукторы цилиндрические одноступенчатые могут крепиться к двигателю и корпусу рабочего узла фланцами. Конструкция компактная, с минимальными затратами материалов.В основном они устанавливаются на подошву с выступами по периметру или на лапки с отверстиями под анкерные болты. Небольшие по габариту узлы могут устанавливаться на сварной каркас. Для габаритных агрегатов делается специальный фундамент.

Расположение валов

Входной и выходной валы могут располагаться горизонтально, вертикально, параллельно друг другу, но в разных плоскостях для многоступенчатых узлов. При наличии только одного зацепления, валы находятся в одной плоскости, строго вертикальной или горизонтальной. Они редко выводятся в одну сторону, только при возможности компактного расположения двигателя и рабочего узла. У двухступенчатого цилиндрического редуктора межосевое расстояние больше и можно монтировать двигатель со стороны исполнительного механизма.

Редукторы цилиндрические могут выпускать с вертикальным расположением валов. Их удобно устанавливать на машины, но верхнее зацепление и подшипники смазываются слабо. Для длительной работы с большими нагрузками они не подходят.

Корпус редуктора цилиндрического горизонтального габаритный, занимает много места. Он меньше греется, выдерживает нагрузки и вибрацию, устойчив.В моделях от 3 и более ступеней, валы располагаются горизонтально. Смазка достает до всех подшипников. В многорядных конструкциях делается дополнительно орошение сверху, с маслопровода, установленного в крышку.

В характеристики редуктора входит и направление вращения выходного вала. По часовой стрелке считается нормальным и в паспорте не указывается.Левое вращение отражается в характеристиках. При проектировании редуктора оно имеет знак «–».

Классификация по количеству зацеплений

Основной технической характеристикой цилиндрических редукторов является их деление по количеству ступеней. Простейшие одноступенчатые модели имеют максимальное передаточное число 6,5, малую мощность, КПД 99%. Они не греются, свободно вращаются в обратную сторону. Их можно использовать как понижающие.

На небольших механизмах с небольшой мощностью удобно устанавливать мотор-редуктор. Это собранные в одном корпусе электродвигатель и одноступенчатый редуктор. На изготовление вспомогательных элементов и площадок для крепления расходуется значительно меньше материала, чем для двух отдельных узлов. Надежная передача вращения от двигателя. Простой способ соединения с рабочим узлом.

У двухступенчатого цилиндрического редуктора указывается кинематическая схема зацепления. Она может быть развернутой, когда на промежуточном валу по бокам установлены 2 колеса. Аналогично ведущий вал передает крутящий момент двумя одинаковыми шестернями. Компоновка с двойным зацеплением характерна для сильно нагруженных моделей с наклонной нарезкой зубьев. КПД двухступенчатых моделей 97 – 98%.

Вертикальные двухступенчатые модели компактные, часто имеют фланцевое соединение. Устанавливаются на рабочий механизм вместе с двигателем.

У редукторов цилиндрических трехступенчатых передаточное число может достигать 70. В технической документации указывается передаточное отношение общее и каждой пары.Расположение валов может быть двурядным. Трехступенчатые редукторы устанавливают в основном на больших станках, ножницах, подъемных механизмах, где требуется большое усилие и маленькая скорость. КПД трехступенчатых редукторов 96%.

Нарезка зуба

Цилиндрические редукторы различают по наклону зуба:

Шестерня и колесо с прямым зубомотносительно простая в изготовлении. Они быстроходные с высоким КПД, минимально нагружают подшипники. Основной недостаток – высокий уровень шума при работе.Одинаково хорошо работают в прямом и обратном направлении, когда ведущим становится колесо.

Цилиндрические косозубые редукторы имеют зуб, нарезанный с наклоном. Это увеличивает линию контакта и передаваемое усилие. Зубья заходят в зацепление постепенно. Работает он тихо, плавно.

От наклонного расположения зуба возникает дополнительная осевая нагрузка на подшипники. Их приходится устанавливать упорные, более дорогие и часто менять. Чтобы компенсировать осевые нагрузки, колеса ставят попарно с разным направлением наклона.

Косозубые цилиндрические редукторы компактнее прямозубых с аналогичными характеристиками.Одновременно в зацеплении находится большее количество зубьев. От трения детали греются. Кроме смазки в многоступенчатых моделях делают дополнительно систему охлаждения.

Устанавливают редуктора с косозубым зацеплением на механизмы, требующие большого усилия с длительным непрерывным циклом работы.

Зацепление с наклонным зубом хорошо работает в одном направлении. Обратно прокручивается с большим усилием. Изготовление деталей сложное и трудоемкое, требует высокой точности.

Шевронный зуб представляет собой косой, нарезанный в разных направлениях. Обычно нарезка производится фрезами для косозубых колес. По центру обода делается проточка для выхода инструмента. Нарезка производится сначала в одну сторону, затем деталь переставляется, и вторая полоса на ободе нарезается в другую сторону. Зубья сходятся вершинами в центре шестерни.

Шевронное зацепление работает тихо. Осевая нагрузка равномерно распределяется в обе стороны и компенсируется.

Подшипники работают в нормальном режиме. Двойной наклон зуба делает передачу мощной.

В зацеплении одновременно участвует несколько зубьев. Подогнать с высокой точность эвольвенты на обеих взаимодействующих деталях невозможно. Возникает трение и нагрев.

Шевронные колеса изготавливать сложно. Необходима высокая точность фрезеровки и пересечение условных линий в центре обода. Нарезка производится в 2 приема с перестановкой и тонкой регулировкой. В обратном направлении шеврон проворачивается с большим усилием.

Шевронные редуктора используют в агрегатах с большими нагрузками и короткими циклами работы. Их устанавливают на кузнечно-прессовое, подъемное оборудование, на механизмы, где требуется тормоз.

Клети

Многоступенчатые цилиндрические редукторы с несколькими выходными валами, вращающимися синхронно от одного двигателя и ведущего вала, называют клетями. Их устанавливают на агрегаты с несколькими исполнительными механизмами, работу которых необходимо синхронизировать. Они имеют сложную кинематическую схему с передачей крутящего момента от одной шестерни 2 колесам. Для возможности работать параллельно, используют соосные валы, один из которых полый.

Устанавливают клети на прокатных и правильных станах, где одновременно должны синхронно вращаться гибочные и правильные валки.

Коробки скоростей

Разновидность цилиндрического редуктора с подвижным промежуточным валом является широко известной коробкой скоростей. При изменении положения вала одни пары выходят из зацепления, другие начинают взаимодействовать. В результате изменяется передаточное число, скорость вращения на выходе.

Коробки скоростей делаются с прямым зубом. Косозубые встречаются редко, когда большие нагрузки на исполнительный механизм.

Применение цилиндрических редукторов

Назначение редуктора – понижение числа оборотов двигателя и увеличение мощности на выходном валу. Сборка цилиндрического редуктора не представляет сложности. По центру отверстий проходит разъем корпуса и крышки. Подшипники насаживаются на валы, устанавливаются в заготовленные гнезда и подпираются снаружи крышками.

Колеса и шестерни крепятся на валы с помощью шпонок.

Для регулировки межосевого расстояния необходимо с большой точностью делать расточку корпуса.

Техобслуживание редукторов простое. Надо регулярно доливать масло, периодически менять его. Детали, расположенные внутри, рассчитаны на длительную эксплуатацию в течение как минимум 10 лет.

Применяются редуктора в различных отраслях промышленности. Отдельные типы крупного оборудования способны выдержать любые погодные условия. Их устанавливают в карьерах и на открытых площадках, на козловых кранах.

Прокатное и кузнечно-прессовое оборудование не сможет работать без редукторов. В этой отрасли востребовано много разновидностей редукторов. Прямозубые стоят на кранах. Мощные шевронные вращают кривошипные прессы, вальцы, манипуляторы, подающие металл.

Прокатные т-правильные станы работают исключительно благодаря клетям, передающим вращение двигателя на валки и рабочие узлы.

Под каждым капотом прячется коробка скоростей. На каждом станке имеется редуктор или несколько. Маленькие передачи установлены в электроинструменте и регулируют скорость вращения шпинделя дрели, болгарки и фрезера.

Достоинства и недостатки

Цилиндрический передаточный механизм получил широкое применение в различных областях. Он имеет неоспоримые достоинства по сравнению с червячным:

  • высокий КПД;
  • не греется;
  • работает в обе стороны.

Преимущества и недостатки цилиндрического редуктора зависят от особенностей зубчатого зацепления и других конструктивных элементов.

Преимущества

Основным положительным моментом является высокий КПД. Он значительно превосходит мощности на выходе при одинаковых двигателях, все зубчатые и другие виды передач.

Узел может работать длительное время без перерывов, переключаться бесконечное количество раз с одного режима на другой и даже менять направление вращения.

Выделение тепла минимальное. Нет надобности ставить систему охлаждения. Смазка разбрызгивается нижними колесами, смазывает верхние шестерни, подшипники и собирает вниз, в поддон, всю грязь, сколовшиеся частицы металла.Достаточно периодически доливать масло и раз в 3 – 6 месяцев менять его.Частота профилактических мероприятий зависит от режима работы.

Выходной вал установлен в подшипники качения и практически не имеет люфта. Перемещение его достаточно точное, чтобы использовать зубчатый механизм в качестве привода точных приспособлений и приборов. Осевое и радиальное биение сопрягаемых деталей не влияет на работу механизма.

Эффективность работы не зависит от перепадов напряжения. Передаточное число стабильно. Если падает скорость вращения двигателя, пропорционально замедляется вращение ведомого колеса. Мощность остается неизменной.

Недостатки

Положительное качество – отсутствие трения и торможения, в определенных условиях создает проблемы. В грузоподъемных механизмах при установке цилиндрического редуктора надо ставить сильный тормоз, чтобы удержатьтяжелые предметы на весу и предотвратить их самостоятельное опускание. В червячных передачах ведущим может быть только червяк и из-за большого трения возникает эффект самоторможения.

Проблема всех зубчатых зацеплений в отсутствии предохранительного механизма.

При перегрузе или резком включении ремень проскальзывает по шкиву. Зуб может только сломаться, и деталь придется менять. Как дополнительные предохранители используются шпонки. Они рассчитываются на срез без запаса прочности. Заменить срезанную муфтой простую деталь значительно проще.

Стоимость рабочих деталей большая. Технология изготовления длительная и сложная.При этом зуб постепенно стирается, увеличивается зазор между рабочими поверхностями. Изменять межцентровое расстояние, как в реечных и червячных передачах в редукторе нельзя.Приходится периодически заменять шестерни, колеса, подшипники.

Чем больше стирается эвольвента, тем сильнее стучат друг об друга зубья, и шумит редуктор.

Если вы нашли ошибку, пожалуйста, выделите фрагмент текста и нажмите Ctrl+Enter.

Технофайл — чертеж, 3D модель, курсовая работа, расчетно-графическая работа, методичка, учебник, ГОСТ, лекции, программа, т.е. любой технический материал.

На сайте TechnoFile.ru вы можете найти ссылки и учебные материалы по сопромату, деталям машин, теоретической механике и другим техническим предметам. Все необходимые материалы начинайте искать с первой страницы нужного раздела.

Чертежи

Тип технофайла: чертеж
Формат: RAR — cdw (Компас V10/V10LT)
Размер: 76Kb
Описание: на 2 листах формата А1 представлен сборочный чертеж цилиндрического двухступенчатого редуктора, выполненный в программе Компас.

Техническая характеристика редуктора:
1. Частота вращения входного вала n вх = 1432 1/мин
2. Передаточное число редуктора U ред = 34,1
3. Частота вращения выходного вала n вых = 42 1/мин
4. Крутящий момент на выходном валу T вых = 1140 Н*м
5. Коэффициент полезного действия КПД = 0,91

Разработка сборочных чертежей — Энциклопедия по машиностроению XXL

Учебное пособие можно использовать как при изучении проблем, связанных с разработкой сборочных чертежей, так и при выполнении эскизов, при чтении чертежа.  
[c.3]

Последовательность разработки сборочного чертежа та же, что и для чертежа общего вида. Но поскольку сборочный чертеж служит только для обеспечения сборки изделия, количество изображений на нем, как правило, должно быть меньшим, чем на чертеже общего вида.  [c.272]


Ответ. Как было указано выше, исходными документами для разработки сборочного чертежа жгута являются электромонтажный чертеж или электрическая схема соединений изделия. Следовательно, все указания о присоединениях проводников, собранных в жгут, уже приведены на этих конструкторских документах. Поэтому Для жгута никогда не выполняют никаких схем.  [c.159]

РАЗРАБОТКА СБОРОЧНЫХ ЧЕРТЕЖЕЙ  [c.443]

После расчета всех основных деталей редуктора приступают к разработке сборочного чертежа редуктора на основе эскиза, выполненного ранее.  [c.40]

Разрезы — Изображение на чертежах 72, 73 — Условное обозначение 71 Рамы — Конструирование 116 — 118 Растяжение Расчет напряжений 25 Расчет на прочность — см. Прочность Редукторы, цилиндрические зубчатые — Концы валов 107 — Разработка компоновки 10—12 — Разработка сборочного чертежа 17, 18 Резьбовые соединения — Выбор параметров шероховатости 177  [c.237]

Разработка сборочного чертежа редуктора  [c.266]

Разработка сборочного чертежа редуктора производится в соответствии с ГОСТ 2.109 — 73. Сборочный чертеж выполняется на чертежной бумаге формата А1 карандашом в масштабе 1 1 и должен содержать две проекции редуктора с элементами открытых передач и полумуфтой размеры,  [c.266]

Уточнение конструктивной схемы на основе расчетов и разработка сборочного чертежа аппарата.  [c.475]

Проектирование оригинального узла выполняют по методике разработка принципиальной конструктивной схемы узла, проектировочный расчет основных элементов, разработка чертежа общего вида, вьшолнение проверочных расчетов узла, разработка сборочного чертежа и спецификации, деталировка.  [c.652]

Для закрепления теоретических основ разработки сборочного чертежа изделия с резьбовыми соединениями рекомендуется задание для самостоятельной работы, полный объём которого выполняется на ватмане формата А2. В этом случае выполняется спецификация на отдельных форматах А4.  [c.10]

Разработка сборочных чертежей и чертежей деталей без присвоения литеры. Корректировка КД по результатам изготовления и предварительного испытания опытного образца (партии) с присвоением КД литеры О . Совокупность КД с литерой О1 (или О2 ) после корректировки по результатам испытаний  [c.19]

Разработка сборочных чертежей  [c.628]

При разработке сборочного чертежа печатной платы необходимо дать необходимую информацию об установке каждого элемента, монтируемого на плату. Эта информация может быть дана графическим способом, как виды или сечения, размещаемые на поле чертежа, или в виде ссылок в технических требованиях чертежа на нормативные документы (ГОСТы, нормали или иные ссылочные документы). Главное, чтобы в чертеже для каждого элемента в том или ином виде была дана достаточная информация о способе монтажа.  [c.345]


Разработка сборочного чертежа вариатора. Все необходимые исходные данные для вычерчивания имеются. В процессе разработки чертежа можно использовать информацию, которая изложена в [2, 3, 5, 6, 7, 12, 13]. Разработка остальных чертежей осуществляется но аналогии с разработкой заданий 1 -  [c.34]

Разработка сборочного чертежа коробки скоростей [7, 8, 9, 14]. Сборочные чертежи коробки скоростей для токарного станка и автомобиля КамАЗ представлены в прил. 25 и 26.  [c.36]

Разработка сборочного чертежа планетарного редуктора [3, 7, 9, 15]. Сборочный чертеж планетарного редуктора показан в прил. 22.  [c.41]

Разработка сборочного чертежа редуктора [6, 7, 8]. Сборочный чертеж редуктора представлен в  [c.47]

По табл. 4.2 норма времени на разработку сборочного чертежа штампа — 2,5 ч (№ нормы 1и), на разработку чертежей деталей — 4,9 ч (№ норм 1н 1п 1с).  [c.10]

Чертеж общего вида изделия (документ, определяющий конструкцию изделия, взаимодействие его основных составных частей и поясняющий принцип работы изделия) является основой для разработки рабочей документации спецификаций, чертежей деталей и сборочных чертежей как всего изделия, так и его отдельных сборочных единиц. По рабочей документации осуществляется изготовление изделий.  [c.240]

На изделия, для которых предусматривалось организовать самостоятельное производство, ГОСТ 5295—60 требовал разработки специального документа Сводной спецификации (Сп) . Сводная спецификация определяла состав специфицируемого изделия и содержала необходимые исходные данные для планирования и организации производства. Так как она, кроме перечня чертежей составных частей специфицируемого предмета, содержала перечень всех других документов, включенных в комплект конструкторской документации (например, схемы, технические условия на изготовление и поставку, ведомости, расчеты и др.), то служила и для комплектации документов. Сводная спецификация разрабатывалась на основании угловых спецификаций сборочных чертежей составных частей специфицируемого изделия и сборочного чертежа изделия, на которое она составляется. При этом она полностью дублировала данные, помещенные в угловой спецификации.  [c.162]

Не все опубликованные в 1933 г. проекты были утверждены. Так, проект стандарта Обозначение стандартизованных и нормализованных деталей и частей изделия на сборочных чертежах отпал е в процессе работы комиссии. Проект стандарта Условные обозначения заклепок, болтов и отверстий для них и связанный с ним проект стандарта Нанесение рисок на чертежах металлических конструкций не были утверждены, так как, по мнению, сложившемуся в В КС при СТО, приемлемость их не была подтверждена в достаточной степени. Решение о них полагали целесообразным отложить еще и потому, что намечалась разработка проекта международной рекомендации.  [c.169]

К технологической документации кроме карт разных видов относятся рабочие чертежи деталей и сборочные чертежи с простановкой технологических размеров, допусков, посадок и классов шероховатости обработки, необходимые для разработки технологических процессов, чертежи или эскизы технологических наладок по операциям или переходам, чертежи приспособлений, специального режущего, вспомогательного (крепежно-зажимного) и измерительного инструмента и т. д.  [c.159]

Стадии разработки КД. Согласно ГОСТ 2.103—68 (СТ СЭВ 208—75), КД подразделяют на проектную (техниче- ское предложение, эскизный проект, технический проект) и рабочую (чертежи деталей, сборочные чертежи, спецификации и др.).  [c.157]

Сборочные чертежи. Общие сведения. Сборочный чертеж (код — СБ, в дальнейшем чертеж СБ) составляют на стадии разработки рабочей КД (см. п. 6.2) на основе технического или эскизного проекта (см. п. 6.3). В общем случае он содержит (ГОСТ 2.109—73 ) (СТ СЭВ 5045—85 4769—84)  [c.317]

Часто по сборочным чертежам приходится выполнять рабочие чертежи деталей. Процесс разработки и выполнение рабочих чертежей детали называется деталированием (черт. 351).  [c.170]

Гпава 23 посвящена двум темам разработке и оформлению сборочного чертежа со спецификацией и чертежей деталей сборочной единицы. Для графических работ № 4 и Ng 5 по указанным выше темам приведены варианты заданий с методическими рекомендациями по их выполнению, а также контрольные задания, подготовку к которым обеспечивает целый ряд пояснительных рисунков и задач.  [c.441]


При разработке и оформлении сборочных чертежей надо учесть некоторые особенности  [c.442]

Чертеж общего вида— это чертеж, содержащий данные, определяющие конструкцию изделия, взаимодействие его частей, служащий для пояснения принципа работы изделия и разработки рабочей документации— рабочих чертежей деталей и сборочных чертежей входящих в изделие сборочных единиц, включая сборочный чертеж изделия.  [c.294]

При разработке и выполнении сборочного чертежа устройства диалог конструктора с ЭВМ осуществляется на естественном для пользователя языке (см. 4.3, 4.4). В режиме интерактивного графического взаимодействия конструктор имеет возможность просматривать и корректировать на экране графического дисплея  [c.88]

При разработке и выполнении конструктором сборочного чертежа АКД обеспечивает диалог с ЭВМ и интерактивное графическое взаимодействие. Программные средства диалогового режима должны устанавливать наличие запрошенного ЭИБ, проверять допустимость значений координат опорных точек ГИ радиоизделий при установке на составных частях базового узла и угла поворота на кратность 90°.  [c.97]

Этап 4. Автоматизированная разработка и получение КД. В учебном курсе этот этап может быть проработан на примерах создания типовой конструкции (например, типовой детали) сборочных чертежей приборов и электронных блоков, формируемых на основе базовых несущих конструкций и унифицированных и стандартных элементов и др.  [c.114]

При разработке сборочного чертежа микросхемы загружается Auto AD с объектно-ориентированно надстройкой SB MIKRO.mns (Приложение 12 на компакт-диске).  [c.584]

В учебной практике на основе чертежей общего вида различных изделий студенты разрабатывают чертежи деталей и чертежи отдельньгх сборочных единиц, входящих в изделия (сборочные чертежи). Разрабатываемые чертежи деталей являются основой рабочих чертежей этих деталей они содержат все необходимые виды, разрезы, сечения, размеры всех элементов деталей, но на них еще не указывают требования к качеству обрабатываемых поверхностей, к точности размеров, а также различные специфические технические требования. Аналогично выполняют и сборочные чертежи отдельных сборочных единиц изделия (см., например, рис. 15.3, а). В некоторых случаях завершающим этапом изучения черчения является разработка сборочного чертежа изделия на основе чертежа общего вида.  [c.320]

При ручном проектировании приспособлений выполняются следующие операции ознакомление с заданием, разработка сборочного чертежа составление спецификации дета лирование проверка чертежей разработка маршрутных технологий изготовления деталей расчет координат вормирование операций определение заготовок и готовых деталей с выпиской материальных карт и др. При автоматизированном проектировании учитываются операции кодирования входных данных, перфорации и контроля перфолент, программного решения проектных задач на ЭВМ с получением текстовых документов, получения чертежей на чертежном автомате (ЧГА) и проверки результатов проектирования. Затраты на ручные операции определяются  [c.118]

Ответ. Такое мнение можно объяснить тем, что некоторые предприятия до введения ЕСКД при разработке конструкторских документов на изделия 01 раничива-лись, в основном, разработкой сборочных чертежей и чертежей деталей и не выполняли полного комплекта конструкторских документов, необходимых для изготовления, контроля, приемки, эксплуатации и ремонта изделий. Кроме того, такие чертежи не содержали всей необходимой информации, обеспечивающей высокое качество изготовляемых по ним изделий. Так, например, на чертежах не показывали размеры некоторых элементов, не указывали предельные отклонения всех размеров, не полностью излагали технические требования к изделию и т,п. Такое кажущееся «упроще-ние чертежа, создавая незначительную экономию труда конструктора при его выполнении, приводило к снижению качества чертежа, вызывало затруднения при изготовлении и прохождении этих документов через другие службы предприятия (например, технологические), а отсутствие эксплуатационной документации затрудняло эксплуатацию изделия, снижало его ресурс, так как эксплуатационная документация является способом общения между разработчиком, изготовителем и потребителем.  [c.21]

Разработку сборочного чертежа редуктора в процессе курсового проектирования целесообразно осуществлять после окончания проектдых расчетов зубчатых зацеплений по следующим этапам  [c.201]

Отличие. В профессиональной версии системы пользователь одновременно может открыть произвольное количество окон документов различных типов и свободно переключаться между ними. Это количество ограничено только ресурсами компьютера. Параллельная работа с несколькими документами особенно эффекгивна при разработке сборочных чертежей, чертежей деталировок и спецификаций.  [c.131]

Чертеж общего вида яыполняется, как правило, на стадии технического проекта, но может также выполняться на стадии технического предложения и эскизного проекта. Чертеж общего вида является основой для разработки рабочей документации спецификаций, чертежей деталей и сборочных чертежей всего изделия или отдельных сборочных единиц.  [c.270]

При компоновании важно уметь выделить главное из второстепенного и установить правильную последовательность разработки конструкции. Попытка скомпоновать одновременно все элементы конструкции является ошибкой, которая свойственна начинающим конструкторам. Получив задание, определяющее целевое назначение и параметры проектируемого агрегата, конструктор нередко начинает сразу вырисовывать конструкцию в целом во всех ее подробностях, с полным изображением конструктивных элементов, придавая компоновке такой вид, который должен ]1Меть лишь сборочный чертеж конструкции в техническом или рабочем проекте. Конструировать так — значит почти наверняка обрекать конструкцию на нерациональность. Получается механическое нанизывание конструктивных элементов и узлов, расположенных заведомо нецелесообразно.  [c.82]



Рисование и анимация зубчатых колес — планетарные зубчатые колеса

Это третья статья из серии (здесь и здесь) о шестеренках в PowerPoint. Это может помочь вам прочитать их в первую очередь.

Этот пост о «планетарных передачах»; вот фото настоящего планетарного ряда:

Центральная шестерня называется «солнечной» шестерней; окружающие шестерни называются «планетами» или «ленивцами». Внешняя шестерня называется «кольцевой». (Номенклатура варьируется.)

С точки зрения арифметики внешняя шестерня (с зубьями внутри) действует как обычная большая шестерня.Как мы узнали ранее, хитрость при размещении шестерен, входящих в зацепление, заключается в том, чтобы отношение количества зубьев к диаметру оставалось одинаковым (а не дробью) для всех шестерен. Вот комбинация, которая будет работать:

Вот числа для этой комбинации, включая относительные вращения:

Как и в первом посте, я добавил радиальные линии (соответствующие положениям зубьев), а также внутренний и внешний круг для каждого расположения шестерен:

Затем я поэкспериментировал с размером и формой зубьев, пока не нашел версию, которая не создавала слишком много помех в местах зацепления шестерен:

Кстати, эти «шестерни» в реальности не работают, так как есть некоторый (надеюсь, незаметный) натяг и/или зазоры в местах зацепления шестерен.Настоящие зубья шестерни имеют особую изогнутую форму, благодаря чему зубья плавно «катятся» друг относительно друга.

Опять же, я использовал приемы из первого поста, чтобы добавить зубья к шестерням. Вкратце, для шестерен с четным числом зубьев я сгруппировал пару противоположных зубьев вместе, продублировал и повернул группу вокруг схемы шестерни. Используйте направляющие для рисования и панель Формат/размер объекта для центрирования и поворота пар зубьев. Для шестерни с нечетным числом зубьев я временно добавил линию (красного цвета) к зубу, чтобы упростить позиционирование:

Чтобы завершить внутренние шестерни, я удалил линии макета, оставив только зубья и самый маленький круг; затем для каждой шестерни я использовал Merge Shapes/Union , чтобы объединить зубья и окружность в один объект:

Для кольцевой (внешней) шестерни я объединил обращенные внутрь зубья с Donut форма:

Наконец, расположите планетарные шестерни с интервалом в 60° и добавьте одновременную анимацию Spin : используйте указанные выше числа оборотов и общую продолжительность (в данном примере 10 секунд).Вуаля!

Стоит отметить, что некоторые жалуются на то, что анимация в PowerPoint может вызывать у зрителей головокружение или тошноту, что нежелательно. На самом деле это может быть правдой для этого примера; вы были предупреждены.

Неустрашимые смельчаки из Acme Services создали эту довольно экстравагантную версию, чтобы подтвердить свою позицию: «Acme управляет вселенной!»

Вау.

Ну, вот некоторые заметки:

  • Солнечная шестерня содержит логотип Acme; планетарные шестерни представляют области опыта Acme (производство, финансы и т. д.).). Вселенная представлена ​​звездным полем.
  • Более крупная форма Пончик была объединена с внешней шестерней (так, чтобы она заполнила слайд), а фотография звездного поля была использована для Заполнения шестерни.
  • Если вы используете Fill/Picture для других шестеренок (логотип и значки), вы обнаружите, что результат повернут. Это связано с тем, что шестерни вращались во время строительства, и процесс Fill запоминает вращение. Объединение изображений логотипа и значка с формой шестеренки сохраняет желаемую ориентацию.(Подробнее об этом методе «формирования печенья» см. в этом посте.) Вот диаграмма, показывающая разницу:

  • На самом деле, звездное поле было повернуто, но это не имеет значения.
  • При использовании техники Слияние теряется анимация; после того, как шестерни были расположены, вы можете использовать Animation Painter , ссылаясь на «простую» версию, чтобы восстановить анимацию.

Если вы хотите увидеть более подробную информацию, используйте ссылку ниже и щелкните значок PowerPoint, чтобы загрузить бесплатный «исходный» файл PowerPoint, содержащий эти проекты:

Блог Powerpointy — планетарные передачи

Подробнее о загрузке файлов см. на этой странице.

Если у вас есть вопросы, похвала или жалобы, пожалуйста, добавьте комментарий ниже. Если вы цените мои усилия, может быть хорошей идеей поставить лайк или подписаться на этот блог.

Нравится:

Нравится Загрузка…

зубчатые передачи | KHK Производитель зубчатых колес

Ссылки по теме :
Бесплатный калькулятор снаряжения

В этом разделе представлены планетарные зубчатые передачи, гипоциклоидные механизмы и ограниченные зубчатые передачи, которые представляют собой специальные зубчатые передачи, обладающие такими свойствами, как компактный размер и высокое передаточное число.

17.1 Планетарная передача

Базовая форма планетарной передачи показана на рис. 17.1. Он состоит из солнечной шестерни A, планетарной шестерни B, внутренней шестерни C и водила D.

Рис.17.1 Пример планетарной передачи

Входная и выходная оси планетарной передачи находятся на одной линии. Обычно в нем используется две или более планетарных шестерни для равномерного распределения нагрузки. Он компактен в пространстве, но сложен по структуре. Планетарные зубчатые передачи требуют высококачественного производственного процесса.Разделение нагрузки между планетарными шестернями, взаимодействие внутренней шестерни, балансировка и вибрация вращающегося водила, опасность заклинивания и т. д. являются неотъемлемыми проблемами, которые необходимо решить.
На рис. 17.1 представлена ​​так называемая планетарная система редуктора типа 2K-H. Солнечная шестерня, внутренняя шестерня и водило имеют общую ось.

(1) Взаимосвязь шестерен в планетарной системе передач

Для определения соотношения между числом зубьев солнечной шестерни (za), сателлитов B(zb) и внутренней шестерни C(zc) и числом сателлитов N в системе эти параметры должны удовлетворять условию следующие три условия:

Состояние №.1

zc = za + 2 zb (17.1)
Это условие, необходимое для совпадения межосевых расстояний шестерен. Поскольку уравнение верно только для стандартной зубчатой ​​​​системы, можно изменять количество зубьев, используя конструкции зубчатых колес со смещенным профилем.
Чтобы использовать шестерни с профильным смещением, необходимо согласовать межосевое расстояние между солнечной шестерней A и планетарной шестерней B, a1, и межосевое расстояние между планетарной шестерней B и внутренней шестерней C, α2.
α1 = α2 (17.2)

Состояние №.2


Это условие необходимо для равномерного размещения планетарных шестерен вокруг солнечной шестерни. Если желательно неравномерное размещение планетарных шестерен, то должно выполняться уравнение (17.4).


Где θ:половина угла между соседними планетарными шестернями (°)


Рис.17.2 Условия выбора передач

Состояние №3


Выполнение этого условия гарантирует, что соседние планетарные шестерни могут работать, не мешая друг другу.Это условие, которое должно быть выполнено для стандартной конструкции редуктора с равномерным размещением сателлитов. Для других условий система должна удовлетворять соотношению:

Где:
dab:Диаметр вершины планетарных шестерен
α1:Расстояние между центрами солнечной и планетарной шестерен
внутреннюю шестерню C и планетарную шестерню B. См. Раздел 4.2 Внутренние шестерни (Страницы 611–613).

(2) Передаточное число планетарной передачи

В системе планетарной передачи передаточное число и направление вращения будут изменяться в зависимости от того, какой элемент зафиксирован.Рис. 17.3 содержит три типичных типа планетарных зубчатых механизмов,

Рис. 17.3 Планетарный зубчатый механизм

(а) Планетарного типа

В этом типе внутренняя шестерня является фиксированной. Входом является солнечная шестерня, а выходом — водило D. Передаточное отношение рассчитывается, как показано в таблице 17.1.

Таблица 17.1 Уравнения передаточного отношения для планетарного типа


Обратите внимание, что направления вращения входной и выходной осей совпадают.Пример: za = 16, zb = 16, zc = 48, тогда передаточное отношение = 4.

(b) Солнечный тип

В этом типе солнечная шестерня фиксированная. Внутреннее зубчатое колесо C является входом, а ось водила D является выходом. Соотношение скоростей рассчитывается, как в Таблице 17.2.

Таблица 17.2 Уравнения передаточного отношения для солнечного типа


Обратите внимание, что направления вращения входной и выходной осей одинаковы. Пример: za = 16, zb = 16, zc = 48, тогда передаточное число = 1.33333

(с) Тип звезды

Это тип, в котором несущая D является фиксированной. Планетарные шестерни В вращаются только на неподвижных осях. В строгом определении этот поезд теряет черты планетарной системы и становится обычной зубчатой ​​передачей. Солнечная шестерня является входной осью, а внутренняя шестерня — выходной. Передаточное число :

На рис. 2.3(c) планетарные шестерни представляют собой просто натяжные механизмы.
Оси ввода и вывода имеют противоположное вращение.
Пример: za = 16, zb = 16, zc = 48,
тогда передаточное число = -3 .

17.2 Гипоциклоидный механизм

В зацеплении внутренней шестерни и внешней шестерни, если разница в количестве зубьев двух шестерен довольно мала, зубчатое колесо со смещенным профилем может предотвратить взаимодействие. В таблице 17.3 приведен пример предотвращения натяга в условиях z2 = 50 и разности чисел зубьев двух шестерен от 1 до 8.

Таблица 17.3 Зацепление внутренних и внешних шестерен с малой разностью числа зубьев

Все вышеперечисленные комбинации не вызывают эвольвентных или трохоидных интерференций, но тримминговые интерференции все же присутствуют.
Для успешной сборки внешнее зубчатое колесо следует собирать, вставляя его в осевом направлении. Внутреннее зубчатое колесо со смещенным профилем и внешнее зубчатое колесо, в которых разница в количестве зубьев невелика, относятся к области гипоциклических механизмов, которые могут производить большое передаточное число за один шаг, например 1/100.

На рис. 17.4 зубчатая передача имеет разность чисел зубьев всего в 1; z1 = 30 и z2 = 31. В результате передаточное отношение равно 30.
Рис.17.4 Зацепление внутреннего зубчатого колеса и внешнего зубчатого колеса, в котором разница числа зубьев равна 1

17.3 Ограниченная зубчатая передача

Планетарная система передач, которая имеет четыре передачи, является примером системы передач с ограничениями. Это система с замкнутым контуром, в которой мощность передается от ведущей шестерни через другие шестерни и, в конечном итоге, к ведомой шестерне. Замкнутая система редуктора не будет работать, если редукторы не соответствуют определенным условиям.
Пусть z1, z2 и z3 — количество зубьев шестерни, как на рисунке 17.5 Сетка не может работать, если длина толстой линии (пояса) не делится равномерно по шагу. Уравнение (17.11) определяет это условие.


Рис. 17.5 Ограниченная зубчатая передача

На рис. 17.6 показана система зубчатых передач с ограничениями, в которой зубчатая рейка находится в зацеплении. Жирная линия на рис. 17.6 соответствует поясу на рис. 17.5. Если длина ремня не может быть равномерно разделена по шагу, система не работает. Он описывается уравнением (17.12).


Рис.17.6 Ограниченная зубчатая передача, содержащая зубчатую рейку

Ссылки по теме :
Цилиндрические шестерни
Планетарная передача

Динамическое моделирование и симуляция двухпланетарной коробки передач на основе графика Бонда

Новые поколения силовых агрегатов используют коробки передач с несколькими конструкциями переключения скоростей для повышения эффективности использования топлива. Однако управление коробкой передач и ее калибровка требуют значительного времени, особенно в процессе переключения передач. Для исследования динамических характеристик редуктора с двухступенчатой ​​планетарной передачей и анализа влияния внешнего возбуждения и внутренних параметров на динамический отклик системы проводится динамическое моделирование и имитационное моделирование системы трансмиссии.Некоторые физические процессы сложны и их трудно выразить с помощью моделирования сосредоточенной массы. Динамическая модель двухпланетарной коробки передач получена с помощью метода графа связей, основанного на анализе принципа работы коробки передач, а также кинематических характеристик двухпланетарной передачи. Затем из динамической модели системы передачи мощности выводятся уравнения состояния для упрощения расчетов, которые могут эффективно облегчить моделирование процесса переключения.Первоначально анализируется базовый случай различных планов и времен переключения, после чего следует анализ влияния демпфирования, жесткости и момента инерции на системы трансмиссии. Результаты анализа дают рекомендации по проектированию конструкции, оптимизации стратегии управления и диагностике отказов этого типа редуктора.

1. Введение

Коробка передач представляет собой механическую систему с несколькими степенями свободы, которая обычно оснащена зубчатой ​​передачей, подшипниками, трансмиссионным валом, сцеплением и тормозом.По сравнению с обычными зубчатыми передачами системы планетарных передач имеют несколько уникальных преимуществ. Самым значительным преимуществом планетарной передачи является возможность разделения мощности при передаче мощности, при этом ее входной и выходной валы лежат на одной горизонтальной линии. Поэтому системы планетарной передачи широко используются в различных типах редукторов, повышающих и переключающих скоростей систем. В связи с повышением требований к непрерывности и плавности переключения передач, а также применением составно-планетарной передачи и ее составных частей, ее конструкция стала более компактной и сложной, а анализ ее динамических характеристик усложнился.Наличие надежной модели трансмиссии обеспечивает основу для различных исследований трансмиссии с помощью моделирования и облегчает разработку различных стратегий оценки и управления трансмиссией. Следовательно, для решения проблемы, вызванной сложным процессом динамического анализа передачи, требуется эффективный и точный метод динамического анализа. Поскольку управление процессом переключения трансмиссии включает в себя управление сцеплением, а также общее управление сцеплением с помощью гидравлической системы, процесс переключения трансмиссии включает несколько энергетических полей.Что касается анализа динамики системы с несколькими энергетическими полями, теория графа связей, предложенная американским ученым Х. М. Пейнтером, применима к системе нелинейной динамической нагрузки с несколькими входами и выходами.

Обычная модель силовой передачи, ориентированная на управление, включает доминирующую динамику трансмиссии, которая характеризуется инерцией передач, передаточными числами и трением сцепления. Другими эффектами, такими как люфт и трение трансмиссии, податливость опор двигателя, сопротивление сцепления и динамика трения вязкой муфты, обычно пренебрегают.

В предыдущем исследовании [1] была принята модель прямонаправленного векторного управления для изучения изменения мощности в системах ветряных турбин с переменной скоростью, и в соответствии с требованиями механического управления скоростью были проведены исследования стратегии управления [2] и разработки надежного программного датчика для онлайн-оценки сопротивления статора [3]. Ranogajec и Deur [4] представили автоматизированный метод понижения порядка модели, в котором соответствующая модель графа связи была построена на основе общего примера десятиступенчатой ​​усовершенствованной системы трансмиссии, которая включала четыре планетарные шестерни и шесть сцеплений.В исследовании, проведенном Hu et al. В работе [5] о потоке мощности и эффективности передачи системы передачи ограничения между компонентами были проанализированы на основе характеристик энергосбережения и потока мощности системы. Динамика двухпланетарного механизма связи взвода и мощности была смоделирована и смоделирована с помощью метода графа связей. Например, динамическое моделирование двухпланетарной зубчатой ​​передачи было включено в исследование, проведенное Чжуншуаном и Вейке [6], в котором применялось увеличение для эффективного устранения дифференциальной причинно-следственной связи в модели векторного графа связей этого типа системы.В исследовании Lin et al. В [7] была построена модель графа связей коаксиального редуктора с двумя выходами и получен закон изменения внутренних переменных во времени. Сравнивались кривые отклика двух скоростей выходного вала при разных параметрах и анализировалось влияние каждого параметра на динамические характеристики системы. Стандартный процесс моделирования был предложен для моделирования планетарной коробки передач сложных транспортных средств на основе теории диаграмм связи, предложенной Ли и Вангом [8].Система коробки передач была разделена на три подсистемы: планетарная передача, сцепление и инерционный ротор. Соответствующая динамическая модель была построена и проанализирована на основе заданной выборочной модели. Графики связей и дифференциальные уравнения также использовались в процессе, принятом в модели, описанной Liang et al. [9]. Кроме того, было использовано программное обеспечение для моделирования на 20 симуляций, чтобы связать один привод и полные контуры графической модели редуктора RV для анализа моделирования. Однако при изучении управления коробкой передач и анализе усталости коробка передач обычно рассматривается как одномерная задача.Здесь нет необходимости использовать векторный граф связей, который может потреблять дополнительные вычислительные ресурсы при моделировании. Однако сложность динамического моделирования коробки передач возрастает экспоненциально с увеличением количества передач. Определение причинности связи власти в теории графа связей усложняет процесс моделирования системы. Из-за разных производителей существует несколько отличий в схематическом исполнении редуктора. Определение причинно-следственной связи для властных связей в теории графа связей также усложняет процесс моделирования этой системы.

Коробка передач представляет собой планетарную систему зубчатой ​​передачи и сцепления, которая может генерировать многоступенчатую выходную скорость с несколькими путями передачи мощности, включающими различное количество энергии. В данном исследовании в качестве объекта исследования была принята система трансмиссии с односторонним сцеплением для фрикционной муфты с двумя планетарными передачами. Чтобы обеспечить основу для улучшения базовой динамической модели, в этом исследовании был проведен систематический аналитический и имитационный анализ динамики сдвига.

В этой статье анализируются фундаментальная структура и принцип работы двухпланетарного редуктора, а метод графа связей используется для создания соответствующей модели комплекта полной передачи.Выводятся уравнения состояния системы трансмиссии, а временные кривые ключевых переменных, таких как скорость и крутящий момент, получаются при различных условиях нагрузки с помощью численных решений. Также обсуждается влияние различных режимов работы двигателя и включения сцепления на реакцию системы. Проанализировано влияние основных факторов, таких как демпфирование системы, общая жесткость и момент инерции, на динамическую реакцию системы.

2. Принцип работы двухпланетарного редуктора
2.1. Структура и принцип работы

Трансмиссионные системы, включающие композитно-планетарные зубчатые передачи, широко используются в различных транспортных средствах. Из-за различий между средой применения и условиями работы конструкция и режим переключения цепи передачи различны. В настоящее время существует несколько открытых исследовательских данных по системе трансмиссии, в том числе конструкция планетарной дифференциальной трансмиссии с двойным входом, звездообразной конфигурации с фиксированным валом и регулируемой скоростью [10], осевой конфигурации промежуточной шестерни с двойной звездой [11], конфигурация колеса без сцепления с переменной скоростью [12] и конфигурация с переменной скоростью передачи сцепления-дифференциала [13].Трансмиссия в первую очередь представляет собой комбинацию зубчатой ​​передачи и сцепления с преимуществами и недостатками в ее практическом применении. При выборе правильной коробки передач для механической системы важно учитывать степень соответствия компоновки автомобиля в целом конструкции коробки передач, в том числе анализ рациональности режима работы коробки передач. Трансмиссия, исследуемая в этом исследовании, представляет собой систему трансмиссии с односторонним сцеплением для фрикционных муфт с двойным планетарным механизмом.На рис. 1 представлены объемный чертеж и принципиальная схема зубчатого ряда двухпланетарного редуктора.

Зубчатая передача состоит из двойной планетарной передачи, состоящей из солнечной шестерни, венца, водила и двух наборов планетарных шестерен. Муфта свободного хода установлена ​​между входной ступенью водила планетарной передачи и коробкой передач, а ее реактивный момент передается на блок двигателя, соединенный с рамой упругими опорами двигателя. Входной и выходной концы фрикционной муфты объединены с зубчатым венцом и водилом соответственно.Входной крутящий момент зубчатого ряда поступает в систему от солнечной шестерни, а выходной крутящий момент передается на выходной вал зубчатым венцом с помощью шлица. Масляная форсунка расположена на коробке передач для смазки зубчатой ​​передачи, а смазочное и гидравлическое масла фрикционной муфты вводятся из внутреннего контура смазочного масла выходного конца.

Путем регулировки гидравлической системы можно управлять включением и выключением фрикционной муфты для облегчения процесса переключения трансмиссии, что обеспечивает завершение согласования передачи мощности между источником мощности и трансмиссией при различных условиях работы.В условиях низкой скорости фрикционная муфта выключена, и водило вращается в обратном направлении; однако обгонная муфта воздействует на водило планетарной передачи, чтобы устранить это явление. Следовательно, скорость водила равна нулю на низшей передаче. В этот момент планетарная система передач эквивалентна системе передач с одной степенью свободы, закрепленной водилом. Когда системе необходимо переключиться с пониженной передачи на высшую, начинает работать гидравлическая система, включается фрикционная муфта, а обгонная муфта переходит в состояние свободного хода в процессе включения фрикционной муфты.При этом внутреннее кольцо свободно вращается, а внешнее кольцо закреплено на корпусе. После включения сцепления зубчатый венец и водило имеют одинаковую скорость, и в системе планетарной передачи нет относительного вращения. В этот момент вместо вращения все планетарные колеса совершают обороты. Кроме того, скорость выходного вала такая же, как скорость входного вала, и процесс переключения на более высокую передачу заканчивается.

2.2. Кинематический анализ двухпланетарной передачи

Для упрощения анализа солнечная и кольцевая шестерни с входным и выходным валами соответственно рассматриваются как отдельные части, и соответственно выполняется кинематический анализ двухпланетарной системы передач.Схематическая диаграмма взаимосвязи движения двухпланетарной зубчатой ​​передачи представлена ​​на рисунке 2. Кинематические уравнения можно вывести из рисунка 2 следующим образом.


В точке зацепления линейные скорости зубчатого венца R и планетарной шестерни P 2 равны; соответственно:

Аналогично для планетарной шестерни P 1 и солнечной шестерни S , а также планетарной шестерни P 1 и планетарной шестерни P 2 также выполняются следующие уравнения: где ω r 1 и ω s 1 обозначают относительные скорости зубчатого венца и солнечной шестерни вместе с их водилами соответственно.Основное характеристическое уравнение планетарной передачи с двойными планетарными передачами:

Анализируются различные режимы работы: на пониженной передаче система представляет собой зубчатую передачу с неподвижным валом, и уравнения ω c  = 0 и ω вых  =  ω в / β удовлетворены; на высокой передаче, поскольку между солнечной шестерней, зубчатым венцом и водилом нет относительного вращения, предполагается, что система эквивалентна твердому телу без относительного вращения, так что β  = 1, а выходная скорость ω из равно входной скорости ω из .

3. Графическая модель двухпланетарного редуктора
3.1. Создание модели графа связей

Метод графа связей может комбинировать различные энергии в модели динамического анализа и не требует отдельного анализа различных энергетических систем, что делает процесс моделирования системы более компактным и плавным [14]. Графы связей применялись в нескольких областях, таких как механические системы [15, 16], обнаружение неисправностей [17, 18], передача энергии [19] и бионический дизайн [20].Двухпланетарный редуктор представляет собой одновходовую одновыходную систему, переключающую режим работы с помощью фрикционной муфты, включающую различные формы энергообмена и потока. Планетарные зубчатые передачи, также известные как планетарные зубчатые передачи, являются ключевыми элементами коробки передач. Из-за комбинации самопроизвольного вращения планетарной передачи и вращения по центру при вращении водила трудно моделировать планетарные зубчатые передачи. Однако метод графа связей обеспечивает реальный подход к моделированию планетарных зубчатых передач.

На основании анализа конструкции и принципа работы двухпланетарного редуктора для каждой абсолютной и относительной скорости в соответствующей модели графа связи устанавливается узел «1»; учитывая жесткость зацепления зубчатой ​​пары и жесткость вала при кручении, преобразователь «TF» и узел «0» добавляются между узлами «1» с отношением связи для представления емкостных элементов зацепления и жесткости при кручении. « C » устанавливается в соответствующем узле соединения равной силы «0.” Направление потока мощности указывается в соответствии с кинематическими отношениями между частями трансмиссии и внутренним путем передачи мощности. С учетом момента инерции каждого компонента инерционный элемент « I » и потенциальный источник « S e » устанавливаются на узле «1» с абсолютной скоростью. Устанавливаются демпфирование вращения шестерен, муфты свободного хода и фрикционы, источник входного усилия « S e » или источник потока « S f » и резистивный элемент « R ». на «1» узле.По причинно-следственной связи элементов достигается направление потока мощности системы. Модель графа связей полного порядка коробки передач построена, как показано на рисунке 3. Соответствующие значения каждого элемента модели графа связей представлены в таблице 1. Компоненты Знаки


9037 S F , S E

E Источники потока и усилий на входных и выходных валах, соответственно 7 C в , C C , 9 , C SP , C P , C RP RP RP RP Гибкость по отношению к жесткости входных вала, крутильная жесткость выходного вала, жесткость зацепления между солнечной и планетарной шестернями P 1, жесткость зацепления между p Lanetary Gear P 1 и планетарный шестерня P 2, и сетка жесткость между планетарной передач P 2 и кольцо Gear, соответственно I S , I P 1 , I 9 9 2 , 2 , , C , I R , I Моменты инерции Sun Gear (включая входной вал) , планетарное снаряжение P 1, планетарный шестерня P 2, перевозчик C , кольцо Gear R , и выходные валы, соответственно R S , R P 1 , R , R 9 P 2 , R , R R , R A , R B Rotatio n демпфирование солнечной шестерни, планетарной передачи P 1, планетарной шестерни P 2, зубчатого венца R , фрикционной муфты и муфты свободного хода соответственно TF 1 , TF 6 , 2 TF 3 Преобразователь в зависимости от количества зубьев зацепляющей шестерни и типа зацепления

Поскольку время изменения крутящего момента муфты свободного хода чрезвычайно короткое во время переключения В процессе модель имитируется путем регулировки демпфирования вращения держателя.

3.2. Расчет параметров компонентов графика облигаций
3.2.1. Meshing Stiffness

Жесткость зубчатого зацепления связана со многими факторами, такими как параметры зубчатого колеса, конструкция корпуса колеса, нормальная нагрузка, точность обработки и выбор материала. Как правило, жесткость сетки можно решить с помощью механики материалов, упругости и численных методов. Хотя технология моделирования методом конечных элементов часто используется в нелинейном динамическом анализе, она требует компьютера для выполнения чрезвычайно сложного процесса расчета, и процесс ее анализа неясен.Таким образом, жесткость зацепления в этой модели графа связей рассчитывается с использованием метода механики материалов в отраслевом стандарте, а также метода определения жесткости зацепления в текущем стандарте GB/T 3480.1-2019. Формула для сетки жесткости K M M M ć Th , C M , C R , C B и ε α представляют собой теоретическую жесткость одной пары зубьев, теоретический поправочный коэффициент, коэффициент конструкции колеса, базовый коэффициент рейки и совпадение торцов соответственно.Жесткость при кручении может быть получена путем преобразования смещения точки зацепления вдоль линии зацепления в угловое смещение точки зацепления по окружности: , где r b обозначает радиус базовой окружности. В теории графа связей величина, обратная емкостному элементу C , соответствует жесткости при кручении , а характеристическое уравнение выражается как где e, q и C обозначают крутящий момент, действующий на деталь, угловое смещение и гибкость, соответственно.

3.2.2. Момент инерции

Из-за детальной структуры деталей в конфигурации имеется несколько размерных параметров. Обычный метод математического расчета не может точно определить момент инерции деталей; следовательно, момент инерции деталей определяется непосредственно с помощью программного обеспечения конечных элементов. В теории графа связи элемент инерции I используется для моделирования момента инерции. Характеристическое уравнение выражается как где f, p, и I представляют скорость вращения детали, обобщенный импульс (интеграл крутящего момента по времени) и момент инерции шестерен и валов соответственно.

3.2.3. Демпфирование вращения

Редуктор содержит несколько шестерен и валов; поэтому необходимо учитывать влияние демпфирования вращения шестерен и валов на систему. В теории графа связи демпфирование вращения может быть смоделировано резистивным элементом R , и его характеристическое уравнение выражается как

3.2.4. Жесткость при кручении

В сдвоенном планетарном редукторе первичный вал и солнечная шестерня выполнены на одной детали.Здесь жесткость на кручение входного вала и жесткость зацепления солнечной шестерни рассчитываются отдельно. Внутренний зубчатый венец соединяется с выходным валом через шлицы, при этом жесткость на кручение выходного вала и жесткость зацепления зубчатого венца необходимо рассчитывать отдельно. Согласно теории механики материалов жесткость вала при кручении выражается как где G, I s , и l s обозначают модуль упругости материала, инерция вала и длина кручения вала соответственно.

3.3. Модель крутящего момента фрикционной муфты

Метод, представленный в литературе [21], принят для разработки модели крутящего момента фрикционной муфты, которая была разработана для удовлетворения условий причинно-следственной связи и обеспечения того, чтобы направления фрикционного момента на активном (венценосном) и ведомый (несущий) концы муфты согласованы. Уравнение расчета крутящего момента выражается как

. В соответствии с формулой расчета формы крутящего момента форма графика связи узла «0», соединенного с элементом « R », принимается для пояснения уравнения (12), как показано на рисунке 3. .В процессе моделирования передача крутящего момента рассчитывается по скорости вращения и ускорению активной и ведомой сторон, в то время как передача крутящего момента управляется путем настройки значения K f . В этой модели крутящего момента сцепление управляется значением K f . Если K f  = 0, это означает, что сцепление выключено. Когда сцепление включено, значение K f должно быть постоянным.Когда разница скоростей между ведущей и ведомой сторонами находится в определенном диапазоне, момент фрикционной муфты определяется внешним моментом T s .

3.4. Крутящий момент муфты свободного хода Модель

Структурные характеристики муфты свободного хода ограничивают ее вращение в одном направлении, а сопротивление, возникающее при вращении в другом направлении, незначительно. В двухпланетарной коробке передач наружное кольцо муфты свободного хода соединено с корпусом, а внутреннее кольцо соединено с водилом C .Односторонняя муфта моделируется как нелинейная пружина с прерывистой жесткостью. Здесь математическая модель муфты свободного хода представляет собой модель разности угловых перемещений, а выражения крутящего момента τ B для муфты свободного хода представлены следующим образом: где θ c обозначает угловое смещение водила C . Поскольку предполагается, что корпус полностью закреплен, необходимо только определить состояние муфты свободного хода по угловому смещению.

4. Уравнения состояния системы

Поскольку система трансмиссии с двумя планетарными передачами представляет собой планетарную зубчатую передачу, переменные усилия и переменные потока в модели графа связей соответствуют крутящему моменту и скорости вращения в системе. В соответствии с причинно-следственной связью элементов в модели графа связей получены инерционные и емкостные элементы в независимых состояниях, а соответствующие обобщенные импульс p и смещение q приняты в качестве переменных состояния.В механической системе вращения p представляет собой угловой момент, q обозначает угловое смещение, соответствующий потенциал e представляет крутящий момент, поток f представляет собой скорость вращения, а нижние индексы обозначают различные части или соединения. . Переменные состояния системы выражаются как

Входная переменная:

В соответствии с причинно-следственной связью и направлением потока мощности в графе связи связь между переменными состояния системы может быть получена с использованием уравнений состояния:

Левая Часть уравнений является производной от обобщенного импульса p инерционного элемента и обобщенного перемещения q емкостного элемента.Справа мы представляем реляционную формулу, полученную из направления потока мощности каждого ключа узла, где расположены инерционные и емкостные элементы, а также баланс между усилием и потоком. В соответствии с физическими величинами, представленными компонентами, и отношениями между портами каждого узла, уравнения системы в пространстве состояний модели графа связи полного порядка для системы трансмиссии с двойным планетарным зубчатым колесом могут быть получены как где A Матрица 11-го порядка, которая содержит все коэффициенты переменных состояния в правой части уравнения (15), а B представляет собой матрицу, содержащую коэффициенты входных переменных в правой части уравнения (15).

На пониженной передаче фрикционная муфта выключена, муфта свободного хода включена, водило и корпус не имеют относительного вращения. Затем удаляется узел «1», соответствующий водителю и связанным с ним компонентам в графе связей полного порядка, получается модель графа связей уменьшенного порядка для состояния пониженной передачи (рис. 4), а также переменные состояния и пространство состояний уравнения системы получаются на малой скорости.


Переменные состояния:

Уравнения состояния:

Аналогично, уравнения в пространстве состояний системы в состоянии высокой передачи могут быть получены в соответствии с физическими величинами, представленными компонентами, и взаимосвязью между портами каждого узла. .Здесь этот шаг повторяться не будет. В состоянии высокой передачи водило и зубчатый венец поддерживают одинаковую скорость вращения, планетарная шестерня P 1 и планетарная шестерня P 2 не вращаются, а входной и выходной валы можно рассматривать как фиксированное соединение.

5. Анализ системно-динамического моделирования
5.1. Динамическое моделирование системы

В таблице 1 показаны соответствующие отношения между компонентами на графике связи и переменными мощности в редукторе в соответствии с уравнениями состояния двухпланетарного редуктора, жесткостью при кручении, демпфированием вращения и моментом инерции, в модель графа связей вводятся другие параметры.Основные параметры двухпланетарного шестеренного поезда представлены в таблице 2.

9033 9038 0 9

Unit

N S 108
Н р 1 42
Н р 2 38
Н р 216
м 1.75 мм
I сек 0,3 кг м 2
Я р 1 0,002 кг м 2
Я р 2 0,005 кг м 2
Я г 0,5 кг м 2
I с 0.4 KG M 2
I 4 кг м 2

Математическая модель на основе модели графа связи в MATLAB, а конкретные параметры, принятые при моделировании, представлены в таблице 3. Схема Simulink, основанная на графе связей, представлена ​​на рисунке 5, а для численного решения модели используется метод Рунге-Кутты.Кривая изменения солнечной шестерни, планетарной передачи, планетарной шестерни, скорости вращения водила и скорости вращения выходного вала получена во времени, как показано на рисунке 6. Подсистема Параметр Значение Unit


Двойной планетарный редуктор S F 628 рад / с S е 955/1423.5 Нм 280000 Нм / рад 20 Нм · с / рад
Валы К в 55000 Нм / рад К из 10000 Нм / рад
Фрикционная муфта К F 100000 Нм·с/рад τ 0.1 с
односторонняя муфта К О 285000 Нм / рад С О 0,01 На рис. .От начального до устойчивого состояния скорость вращения солнечной шестерни, планетарной шестерни, планетарной шестерни и выходного вала имеет тенденцию быть стабильной после различных периодов вибрации, которые отражают скорость вращения реакции системы. Существуют значительные различия в скорости вибрации различных частей. Между зубчатым венцом и коробкой передач имеется фиксированное соединение; следовательно, скорость вращения равна нулю. В стабильном состоянии пониженной передачи скорости солнечной шестерни, планетарной шестерни, планетарной шестерни и выходного вала составляют приблизительно 628, 1615, 1785 рад·с и 314 рад/с соответственно, а переключение на повышенную передачу начинается с 10 с. .Тенденция изменения кривой на Рисунке 6 показывает, что система завершает процесс переключения примерно через 2 с, и на кривой скорости компонентов во время процесса переключения отсутствуют значительные вибрации и выбросы. В процессе переключения на повышенную передачу скорости планетарной передачи и планетарной шестерни уменьшаются до нуля, а скорость вращения водила увеличивается до той же скорости, что и частота вращения вторичного вала. В стабильном состоянии высокой передачи входной и выходной валы имеют одинаковую скорость вращения примерно 628 рад/с.Из вышеприведенных результатов можно сделать вывод, что передаточные числа низшей и высшей передач равны 2 и 1 соответственно, а скорости вращения солнечной, планетарной, планетарной шестерни и зубчатого венца в состоянии низшей передачи удовлетворяют кинематическим условиям. Характеристическое уравнение двухпланетарной передачи. Основываясь на приведенном выше анализе, можно убедиться, что результат расчета модели графа связей согласуется с передаточным числом двухпланетарной коробки передач.

5.2. Влияние внешнего возбуждения на динамическую реакцию
5.2.1. Входная мощность

В системе трансмиссии двигатель обычно передает мощность на вход коробки передач через преобразователь крутящего момента. В процессе переключения выходная мощность двигателя обычно регулируется в соответствии с процессом переключения коробки передач, чтобы обеспечить стабильность выходной мощности, а также плавность переключения. В процессе моделирования проектируются два типа схем переключения передач, схемы А и Б. Схема A гарантирует, что входная скорость и крутящий момент остаются неизменными перед переключением передач.По мере продвижения процесса переключения передач выходная мощность двигателя увеличивается, и выходная мощность двигателя достигает стабильного состояния после переключения передач. Схема B обеспечивает, чтобы входная скорость коробки передач оставалась неизменной перед переключением передач, регулирует входной крутящий момент, снижает выходную мощность двигателя до определенного значения, а затем запускает процесс переключения на повышенную передачу. В конце процесса повышения передачи выходной крутящий момент двигателя достигает стабильного значения. На рисунках 7(а) и 7(б) представлены кривые изменения входного крутящего момента и выходной скорости до и после переключения в режимах постоянной мощности (схема А) и переменной мощности (схема Б) соответственно.

На рис. 7 показано, что частота вращения выходных валов в двух режимах переключения стабильна и составляет приблизительно 314 рад/с и 628 рад/с после запуска и переключения на повышенную передачу соответственно. Изменение скорости вращения выходного вала является постоянным, а изменение мощности двигателя не влияет на правило изменения выходной скорости. Это связано с тем, что двигатель поддерживает постоянную скорость до и после переключения и регулирует исключительно выходной крутящий момент. Однако кривая входного крутящего момента существенно отличается.На схеме А выходной крутящий момент двигателя постепенно увеличивается с запуском процесса повышения передачи, который представляет собой нелинейный режим повышения передачи со значительными вибрациями. На схеме B выходная мощность двигателя начинает линейно уменьшаться перед переключением, а затем начинается процесс переключения на повышенную передачу после достижения заданной точки мощности. По мере увеличения скорости передачи выходная мощность двигателя, очевидно, увеличивается линейно. Следовательно, режим управления, аналогичный схеме А, может быть принят в условиях низких требований к изменению крутящего момента двигателя, что имеет низкие требования к конструкции системы управления.И наоборот, в случае высоких требований к изменению входного крутящего момента предлагается принять режим управления, аналогичный схеме B, поскольку он может более точно контролировать крутящий момент переключения.

5.2.2. Gear Shift Time

Сцепление обычно используется для разрыва компонентов или объединения двух компонентов в системе трансмиссии, так что кинематическая взаимосвязь зубчатой ​​передачи в трансмиссии изменяется. Это делается для регулировки передаточного числа и реализации процессов запуска, парковки и переключения передач.Время включения сцепления напрямую влияет на динамические характеристики всего автомобиля при трогании с места, парковке и переключении передач. Для двухпланетарной коробки передач изучено влияние времени переключения на повышенную передачу на выходную скорость трансмиссии. При условии сохранения остальных параметров неизменными определяются изменения частоты вращения выходного вала при временах переключения 0,5 с, 1 с и 2 с. Результаты моделирования представлены на рисунках 8 и 9.



На рисунке 8 показано, что вибрация скорости вращения достигает пикового значения в момент, когда сцепление завершает свое зацепление при продолжительности трех переключений.Таким образом, при длительности переключения 0,5 с, 1 с и 2 с пиковое значение флуктуаций вращения составляет 6,8%, 4,7% и 2,4% от устойчивой скорости соответственно. Рисунок 9 демонстрирует, что ускорение достигает максимального значения при переключении на более высокую передачу, а время переключения уменьшается с увеличением пикового ускорения. Это связано с изменением момента динамического трения на момент статического трения в процессе передачи крутящего момента сцепления. Первое в первую очередь связано с гидравлическим давлением сцепления, а второе полностью зависит от внешнего крутящего момента.На рисунках 8 и 9 видно, что с уменьшением времени переключения на повышенную передачу амплитуды колебаний выходной скорости и ускорения увеличиваются, в том числе и частота колебаний. Когда время переключения на более высокую передачу увеличивается, амплитуда и частота выходной скорости и вибрации при ускорении уменьшаются, а затем становятся стабильными, что в большей степени способствует стабильности системы. Однако чем дольше время переключения на повышенную передачу, тем дольше процесс включения фрикционной муфты и тем больше тепла, выделяемого фрикционной пластиной, что приводит к большим потерям энергии и снижает эффективность трансмиссии системы.Следовательно, время переключения или плавность скорости нельзя рассматривать как единственный показатель, влияющий на схему переключения. Необходимо всесторонне рассмотреть влияние различных аспектов, а затем соответствующим образом скорректировать и оптимизировать стратегию переключения. Основываясь на приведенных выше результатах моделирования, можно выполнить более детальное моделирование. Таким образом, при длительности смены 0,47 с пиковое значение колебания скорости составляет примерно 692 рад/с с перерегулированием примерно 10,2%. При длительности смены 0.99 с, пиковое значение колебания скорости составляет примерно 661 рад/с с перерегулированием примерно 5,3%. По результатам моделирования при времени сдвига не менее 0,47 с перерегулирование составляет менее 10 %. При длительности сдвига не менее 0,99 с перерегулирование составляет менее 5 %.

5.3. Влияние внутреннего возбуждения на динамическую реакцию

Из динамической модели, основанной на графе связей, можно сделать вывод, что коэффициенты в дифференциальных и алгебраических уравнениях будут влиять на состояние движения каждой части, т.е.е., скорость вращения и крутящий момент в каждом узле. По физической значимости следует учитывать жесткость при кручении, демпфирование вращения и момент инерции шестерни и вала в системе. Метод управляющих переменных используется для анализа влияния определенного фактора на динамические характеристики двухпланетарной трансмиссии.

5.3.1. Влияние демпфирования

Внутреннее демпфирование системы можно изменить, добавив структуру демпфирующего кольца в систему редуктора, изменив материал внутренней конструкции и оптимизировав внутреннюю структуру шестерни, вала и корпуса.Если другие параметры модели остаются постоянными, демпфирование вращения системы регулируется в 0,5 или 2 раза от заданного значения. Проведено численное моделирование для получения временной кривой основных частей системы, а также кривых скорости вращения выходного вала; кроме того, планетарная шестерня показана на рисунках 10 и 11 соответственно.



На рисунках 10 и 11 показано, что в установившемся режиме скорость вращения выходного вала составляет примерно 314 рад/с и 628 рад/с на пониженной и высшей передачах соответственно.Кроме того, скорость вращения планетарной передачи составляет приблизительно 1785 рад/с в режиме пониженной передачи и снижается до нуля в состоянии высокой передачи, что соответствует функциональным требованиям коробки передач. После запуска и переключения на повышенную скорость вращения выходного вала и планетарной передачи достигают стабильного состояния после периода вибрации. С увеличением демпфирования вращения уменьшаются длительности колебаний для частот вращения выходного вала и планетарной передачи, удлиняется период колебаний и значительно уменьшается амплитуда колебаний.Когда демпфирование уменьшается, время, необходимое выходному валу и планетарным передачам для достижения устойчивого состояния, увеличивается, период вибрации сокращается, а амплитуда вибрации скорости вращения увеличивается. Следовательно, соответствующее увеличение демпфирования может сделать скорость вращения более стабильной; однако, если демпфирование чрезмерно велико, эффективность трансмиссии коробки передач снижается, что снижает срок службы и экономию топлива автомобиля. Практические методы смазки могут гарантировать, что внутреннее демпфирование системы остается в соответствующем диапазоне, чтобы гарантировать стабильность скорости компонентов коробки передач, включая стабильность системы.

5.3.2. Влияние жесткости

В зубчатой ​​передаче структура зубчатого венца, материал шестерни и наличие демпфирующего кольца — все это влияет на жесткость зацепления шестерни. Модификация профиля зубчатого колеса влияет на жесткость менее существенно, чем три других фактора. При условии, что остальные параметры в модели остаются постоянными, жесткость каждой части системы корректируется в 0,5 или 2 раза от заданного значения. Кривая скорости вращения основных частей системы во временной области получена путем численного моделирования.Кривые скорости вращения выходного вала и планетарной шестерни представлены на рисунках 12 и 13 соответственно.



На рисунках 12 и 13 показано, что после запуска и переключения на более высокую передачу скорости вращения выходного вала и планетарной шестерни достигают стабильного состояния после короткого периода вибрации. С увеличением внутреннего зацепления и жесткости системы на кручение период колебаний частот вращения выходного вала и планетарной шестерни увеличивается, скорость вращения быстрее выходит на устойчивое состояние, а амплитуда колебаний значительно снижается.Однако при уменьшении жесткости скорость вращения достигает стабильного состояния. С увеличением времени установления период колебаний сокращается, а амплитуда колебаний скорости увеличивается. Следовательно, можно наблюдать практичный и безопасный расчетный диапазон, когда редуктор может быстро реагировать и достигать стабильного состояния при внешнем возбуждении за счет повышения жесткости системы. Использование материалов с высоким модулем упругости, повышение прочности деталей за счет производственных процессов, сокращение длины вала, увеличение площади сечения вала, добавление ребер и увеличение толщины спиц и фланцев зубчатого колеса — все это может повысить жесткость системы.

5.3.3. Влияние момента инерции

При сохранении других параметров модели постоянными момент инерции основных частей системы регулируется в 0,5 или 2 раза от заданного значения. Путем численного моделирования получены временные кривые скорости вращения основных частей системы. Кривые скорости вращения выходного вала и планетарной шестерни представлены на рисунках 14 и 15 соответственно.



Из рис. 14 и 15 видно, что в процессах трогания с места и переключения на повышенную передачу по мере увеличения моментов инерции основных частей увеличиваются длительности колебаний частоты вращения выходного вала и планетарной шестерни, а также амплитуды эти колебания значительно усиливаются.Когда момент инерции уменьшается, время, необходимое для достижения установившегося режима скорости вращения выходного вала и планетарной шестерни, сокращается, а амплитуда вибрации скорости вращения уменьшается. Поэтому в определенном диапазоне воздействия прочность деталей должна обеспечиваться при использовании материалов низкой плотности. Для улучшения передаточных характеристик коробки передач конфигурация деталей должна быть оптимизирована для уменьшения момента инерции деталей.

Однако существует компромисс между уменьшением момента инерции деталей и увеличением жесткости системы.Хотя метод уменьшения массы может эффективно уменьшить момент инерции, он уменьшит общую жесткость системы. Из предыдущего раздела можно сделать вывод, что снижение общей жесткости не подходит для быстрой реакции и стабильной работы системы. Следовательно, необходимо провести всестороннюю оценку влияния различных факторов и разработать многопараметрический совместный план оптимизации на основе цели оптимизации.

6. Резюме и заключение

В этом исследовании для анализа взаимосвязи между мощностью двигателя и выходным крутящим моментом были выбраны два режима переключения передач, а схемы переключения были оценены для различных стратегий управления. Было исследовано влияние продолжительности смены на реакцию выходной скорости. Можно сделать вывод, что чем короче время переключения на повышенную передачу, тем выше амплитуды выходной скорости и ускорения, а также частота вибрации. Напротив, кривая скорости и ускорения имеет тенденцию быть стабильной, что в большей степени способствует стабильности системы.Результаты анализа дают указания и предложения по улучшению оптимальной конструкции и стратегии управления двухпланетарной коробкой передач для достижения наилучшего качества переключения передач. Когда перерегулирование не превышает 10%, продолжительность переключения должна быть равна или больше 0,47 с; когда перерегулирование не превышает 5%, требуется, чтобы продолжительность переключения была равна или превышала 0,99 с. Крутящий момент фрикционной муфты напрямую влияет на время включения, а коэффициент трения напрямую влияет на момент трения.Следовательно, изменение коэффициента трения значительно повлияет на вибрацию выходной скорости в процессе переключения. Следовательно, предполагается, что в процессе разработки стратегии управления коэффициент трения фрикционной пластины и конструкция системы смазки должны быть глубоко и тщательно проанализированы; кроме того, необходимо обеспечить баланс между ударным и скользящим износом, чтобы получить плавную кривую управления переключением передач. Влияние демпфирования, жесткости и момента инерции на динамическую характеристику коробки передач анализировали методом управляющих переменных.Данные моделирования и кривые показывают, что динамические характеристики редуктора можно оптимизировать за счет увеличения жесткости и демпфирования и уменьшения момента инерции деталей; однако существует взаимоисключающая связь между жесткостью и моментом инерции.

Список символов
S : 9 :
4 2 :
R R R : R :
Ω R : : 9 S : R :
S : Sun Gear
P 1: Planetary Gear
P 2: Plantary Pinion
C : Carrier
R :

R :

9 :
Ring Gear
R S : : Базовый круг Радиус Sun Gear
R P 1 P 1 : Базовый круг Радиус планетарного механизма
R P 2 : Базовый круг Радиус планетарного шестерня Базовый круг радиус зубчатый венец
ω с : Скорости вращения солнечной шестерни
ω р 1 : скорости вращения планетарной шестерни
ω р 2 : скорости вращения планетарной шестерни
ω гр : Вращающиеся скорости носителя
: :
β : Характерный параметр планетарный шестеренный поезд
м : Модуль
N S : Количество солнца шестерни
N P 1 : Количество зубьев зубчатых колесов
N p 2 : Количество зубьев планетарной шестерни
N R R : : Количество звонков
I S : Момент инерции Sun Gear
I P 1 : Момент инерции планетарного снаряжения
I 9 P 2 : Момент инерции планетарного шестерни
I R : Момент инерции Кольца
I C : :

:
Момент инерции Перевозчика
I : Момент инерции на выходе
S F : Входная скорость
S e : Момент нагрузки
k 902 48 м : раскатывания жесткость
ε α : Коэффициент контакта Поперечный
: Торсионная жесткость шестерни
: Вращательное затухание Gear
K в : Трешанность кручения входных вала
K K K

: Чертежного жесткости выпускных валов
τ A : Крутящих фрикционная муфта
К F : коэффициента штрафа
τ : Постоянного время
τ B : Момент обгонной муфты
K или 90 266 : Жесткость при кручении обгонной муфты
C o : Демпфирование вращения обгонной муфты.
Доступность данных

Все данные, модели и коды, созданные или использованные в ходе исследования, включены в статью.

Конфликт интересов

Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов в связи с публикацией данной статьи.

Благодарности

Это исследование было поддержано Национальным фондом естественных наук Китая (грант № 52075552).

Структурный дизайн и структурный анализ и планетарный Ремонт редуктора передач Производитель из Mohali

Увеличить Решения для предусмотрения эффективных решений для обеспечения эффективных дизайнерских решений для:

Испарители

Теплообменники

Реакторы

Agitated Custels

Воздушные нагреватели

Condensate Recovery

Конвейерные системы и обработки материалов

Сосуды для рубашки

Оптимизация вакуумного генерации

Оптимизация насосной станции

Оптимизация насосной станции

ДАКСУЗКА

    3 Диаграмма трубопроводов, диаграммы процессов и технологических приборов (PID) Компания Envision Engineering Solutions предоставляет подробные оптимизированные решения для:

    Оптимизация прокладки трубопроводов для снижения потерь на трение и энергосбережения

    Конструкция опор труб

    Размер труб для пара, конденсата, технологических жидкостей, хладагентов, охлажденных вода и сжатый воздух и т. д.

    Выбор типа клапана и размер

    Размер регулирующего клапана

    Размер расходомера

    Насосы для дозирования химикатов

    Схемы технологических процессов и диаграммы КИП для контроля параметров процесса, а именно расхода, уровня. температура, давление, влажность, pH, электропроводность и т. д.

     

    • Инженерно-конструкторские услуги Преобразование унаследованных данных
    Наиболее ценным ресурсом дискретной производственной компании являются данные об унаследованной продукции.Мы помогаем преобразовать ценные данные из доступной формы, которые могут быть ручными 2D-данными или доступными электронными данными, в интеллектуальные 3D-данные с использованием высококачественных пакетов САПР.

    Преобразование бумажных чертежей в чертежи AutoCAD
    Преобразование существующих моделей САПР в другие системы САПР
    Преобразование 2D-чертежей в твердотельные 3D-модели
    Моделирование твердых тел и поверхностей

    Наши услуги по твердотельному моделированию могут помочь сократить время выхода на рынок и улучшить процесс проектирования и оптимизировать качество продукта

    Определение замысла проекта
    Трехмерное моделирование компонентов
    Параметрическое моделирование
    Усовершенствованное проектирование поверхностей
    Построение больших сборок
    Чертежи деталей

    Чертеж деталей показывает всю информацию, необходимую для определения окончательной формы детали.Детальный чертеж покажет полное и точное описание детали, включая профили, размеры, допуски, чистоту поверхности, виды в разрезе и т. д. с помощью GD и T. роль в разработке машин и оборудования. детальный анализ компонента дает возможность уменьшить вес и, в конечном счете, стоимость компонента без ущерба для прочности и надежности.

    PLE — Neugart USA Corp.

    Коэффициенты 3, 4, 5, 7, 8, 10 3, 4, 5, 7, 8, 10 3, 4, 5, 8 3, 4, 5, 8 1 9, 12, 15, 16, 20, 25, 32, 40, 64 9, 12, 15, 16, 20, 25, 32, 40, 64 12, 15, 16, 20, 25, 32, 40, 64 12, 15, 16, 20, 25, 32, 40, 64 2 60, 80, 100, 120, 160, 200, 256, 320, 512 60, 80, 100, 120, 160, 200, 256, 320, 512 — — 3

    Планетарная передача с прямозубым и косозубым зацеплением

    MITcalc — Планетарное зацепление с прямозубым и косозубым зацеплением
    Содержание:

    Планетарная передача с цилиндрическими и косозубыми зубьями

    Расчет предназначен для геометрического и прочностного расчета и проверки планетарных зубчатые передачи с прямыми и косозубыми зубьями.Приложение предоставляет решения для следующих задач.

    1. Расчет косозубых и прямых зубьев.
    2. Автоматическая конструкция коробки передач с минимальным количеством входных требований.
    3. Расчет по введенным коэффициентам безопасности.
    4. Расчет полных геометрических параметров (включая исправленное зубчатое зацепление).
    5. Оптимизация зубчатого зацепления с помощью надлежащей коррекции (специфическая балансировка промахи, минимизация удельных промахов, прочность…).
    6. Расчет параметров прочности, проверка безопасности.
    7. Дополнительные расчеты (расчет параметров существующей передачи, проектирование валов, проверьте размеры).
    8. Поддержка 2D и 3D CAD систем.
    9. Чертежи точной формы зуба, включая данные (координаты X,Y).

    В расчетах используются процедуры, алгоритмы и данные из стандартов ANSI, ISO, DIN, BS и специальной литературы.

    Список стандартов: ISO 6336, ISO 1328, DIN 867, DIN 3960, DIN 3990, ISO 6336-5 и другие.

    Подсказка: Сравнительный документ Выбор трансмиссии может быть полезен при выборе подходящего типа трансмиссии.

    Пользовательский интерфейс.

    Скачать.

    Покупка, Прайс-лист.

    Информация о синтаксисе и управлении расчетом можно найти в документе «Контроль, структура и синтаксис вычислений».

    Информация о назначении, использовании и контроле пункт «Информация о проекте» можно найти в документе «Информация по проекту».

    Полный текст теории можно найти в Эвольвентная передача — теория

    Содержание:
    1. Геометрия, размеры
    2. Момент, мощность, силы, КПД
    3. Планетарная передача
    4. Цилиндрическое зубчатое колесо — Стойка
    5. Стресс и безопасность ISO 6336:2006
    6. Стресс и безопасность ANSI/AGMA 2001-D04

    Планетарные передачи состоят из системы зубчатых колес и водила.То так называемые солнышки совмещены с водилом и центральной осью шестерни механизм. Планеты представляют собой зубчатые колеса, установленные с возможностью поворота на носитель, и они зацепляются с солнцами или друг с другом. Планеты могут иметь одна, две и более передачи. Двух- или многоскоростные планеты имеют более конструктивные варианты с более широкими возможностями; однако они более сложные и дорогие для производства.

    Вы можете увидеть пример простого планетарного редуктора с односкоростной зубцы планеты внизу.Этот основной тип планетарной передачи также обрабатывается комплексно в этой программе.

    Простая планетарная передача (дифференциал):

    0 — Солнце; 1 — Перевозчик; 2 — Зубчатый венец; 3 — Планета.

    Если все три элемента простой планетарной передачи (0, 1, 2) свободны, система называется дифференциалом (2 степени свободы), что позволяет ей составить/разложить два хода в один. Это используется, например. для станков (состав) или для автомобильного дифференциала (ход-разложение).

    Если один из базовых элементов (0 или 2) соединен с рамой, система называется планетарной передачей (1 степень свободы), в частности редуктором в случае привода наружу от солнца или мультипликатора в случае привода наружу от перевозчика. Система с носителем, соединенным с рамой, называется обычная передача или косозубая передача.

     Планетарные передачи могут быть расположены по-разному. Самый частый способ включает последовательное расположение, где общее передаточное отношение (КПД) определяется произведением парциальных передаточных чисел (эффективность).Составные передачи часто используют возможность торможения отдельные элементы, т. е. переключение передач.

    Преимущества:
    • Экономия места за счет согласованного расположения ведущего и ведомого валы
    • Меньший вес по сравнению с обычной коробкой передач
    • Высокая эффективность даже при высокой передаваемой мощности
    • Низкая радиальная нагрузка на подшипники центральной балки
    • Компактный дизайн
    Недостатки:
    • • Сложная конструкция, повышенные требования к производству и точность сборки
    • • Более высокие производственные затраты
    • • Некоторые ограничивающие условия (сложная сборка)
    Использование:

    С учетом вышеперечисленных преимуществ использование планетарных передач популярен в широком спектре приложений (например,грамм. трансмиссии автомобилей, строительная техника, грузоподъемное оборудование, морские трансмиссии, турбинные редукторы, и т. д.) Сочетание планетарной передачи с гидравлической или фрикционной передачей также общий.

    Конструирование и геометрические отношения.

    В приведенных ниже формулах используются следующие индексы.

    Для:

    • Вс — 0
    • Планета — 1
    • Зубчатый венец — 2

    В отношении возможности сборки и функционирования планетарных зубчатые колеса, геометрия зубчатых колес не может быть выбрана наугад.Чтобы обеспечить надлежащее функционирование, необходимо соблюдать следующие несколько условий и наблюдал.

    Состояние выравнивания.

    Планеты планетарных передач с солнышками, возможно с др. планеты. Этот расчет относится к совместной сетке планеты с солнцами. (планета, зубчатый венец). Поскольку планета и зубчатый венец имеют одну и ту же ось, центральное расстояние между планетой и обоими солнцами должно быть одинаковым.

    Применяется для обычно исправляемых колес, которые:
    ав (0,1) = ав (1,2)
    с aw (0,1)=mt • (z0+z1)/2 • COS(alfat)/COS(alfawt(0,1))
    с aw (1,2)=mt • (z1+z2)/2 • COS(alfat)/COS(alfawt(1,2))

    Примечание : В программе нарушение этого условия обозначается ячейки с рассчитанным межосевым расстоянием выделены красным цветом.
    Состояние сборки.

    Для простых планет и равномерного распределения планет выполняется следующее условие необходимо соблюдать:

    г = (абс (z0) + абс (z2))/P
    С:
    g — должно быть случайное целое число
    P — количество планет
    z — количество зубьев

    Примечание: Это условие не всегда должно быть достижимо (например,грамм. если требуется конкретное передаточное число). Это условие можно обойти неравномерное распределение планет, что может привести к увеличению требований к производства, дисбаланс носителя планеты, дисбаланс внутренних сил и повышенный стресс.
    Состояние люфта между соседними планетами.

    Это условие обеспечивает минимальный зазор между сателлитами vmin (1-2 мм, 0,05 дюйма).

    Максимум планет P = int(asin((da1+vmin)/(aw • 2)))

    Примечание : В программе нарушение этого условия обозначается ячейки с количеством планет выделены красным цветом.

    Зубчатые передачи подразделяются на:

    Силовые шестерни — Зубчатые передачи, предназначенные в основном для выходной передачи и трансформации, требует проектирования/управления прочностью (например, приводы механизмов, промышленные редукторы).

    Несиловые передачи — Шестерни с передаваемым крутящим моментом минимальным по сравнению с размером зубчатого колеса не требует расчета/контроля прочности (например, устройства, техника управления.).

    Конструкция силового редуктора.

    Задача проектирования планетарной передачи дает значительную свободу выбора параметров диаметра и ширины зубчатых колес с одной стороны, а с другой с другой стороны необходимо соблюдать ряд условий (соосность, в сборе…), чтобы гарантировать работу редуктора. Вот почему это целесообразно действовать итеративно и уточнять решение и настраивать соответствующие параметры постепенно.

    Быстрый (информативный) дизайн:

    Эта процедура обеспечивает быстрый просмотр параметров проектируемого редуктора. Хотя такое снаряжение обычно можно использовать, вы можете улучшить его свойства. существенно за счет постепенной оптимизации ряда параметров. Используйте следующее порядок оформления:
    1. Установите рабочие параметры передачи (передаваемая мощность и скорость). [1]
    2. Выберите материал для всех шестерен, выберите режим нагрузки, режим работы и параметры производства и требуемые коэффициенты безопасности.[2]
    3. Выполните автоматическое проектирование -> Нажмите кнопку «Цилиндрическая передача»/«Винтовая передача». кнопка. [2.11]
    4. Проверьте результаты.

    Оптимизация параметров:

    Перед оптимизацией параметров выполнить «Быстрое (информативное) проектирование» описанное выше в первую очередь. Затем выполните следующие действия:
    1. Если вы хотите использовать нестандартные параметры профиля зуба, задайте их в пункт [3].
    2. Задайте параметры шестерни (количество зубьев, угол зацепления и шаг спирали). угол).[4.1-4.6]
    3. С помощью ползунка [4.7] установите отношение ширины солнца к его диаметру, нажмите кнопка «Спроектировать зубчатое колесо».
    4. Проверьте размеры проектируемого редуктора по схематическому чертежу. Если размеры вас не устраивают, отрегулируйте соотношение ширины и диаметра шестерни и пересчитать передачу [4.4].
    5. В пункте [5] тонко настроить межосевое расстояние, возможно свойства скольжения путем изменения поправок.
    6. Проверить и оценить (сопоставить со справкой) объемное и качественное индикаторы.[6; 7; 8]
    7. Проверьте коэффициенты безопасности. [9, 10]

    Подсказка : Вы можете изменить размеры зубчатого зацепления, правильно выбрав материал (возможно его отделка).

    Конструкция несилового редуктора.

    Параметры прочности не требуют обработки или контроля при проектировании несиловая передача. Поэтому выберите правильное количество сателлитов [4.1], зубьев [4.3] и модуль [4.9] и проверьте размеры проектируемого передача.

    Подсказка : При проектировании несиловой передачи выберите соответствующую низкую передаваемая мощность.

    В этом пункте задайте основные входные параметры проектируемого зацепления.

    1.1 Расчетные единицы.

    В раскрывающемся меню выберите требуемую систему единиц для расчет. После переключения единиц измерения все значения будут немедленно пересчитывается автоматически.

    1.2 Тип передачи (вход/выход).

    Выберите тип передачи. Первая часть в строке выпадающего меню указывает, какой элемент планетарной передачи будет входным (вы можете выберите входную мощность и скорость). Вторая часть (после стрелки) указывает выходной член. После переключения входы скорости также настраиваются [1.4], поэтому что скорость входного элемента отлична от нуля.

    1.3 Передаваемая мощность.

    Установите мощность на входной зубчатой ​​передаче.Нормальные значения колеблются от 0,1 до 3000 кВт/0,14-4200 л.с., а в крайних случаях до 65000 кВт/100000 л.с.
    Нажмите кнопку справа, чтобы выполнить расчет максимального возможная мощность для текущих параметров зацепления.

    1.4 Скорость.

    Установите скорость входного элемента зубчатой ​​передачи. Максимальная скорость может достигать 150 000 об/мин. Установленный флажок после входных ячеек указывает на блокировку соответствующий элемент планетарной передачи.После снятия флажка механизм действует как дифференциал => Можно выбрать скорость для двух элементов зубчатой ​​передачи.
    Скорость выходного элемента (выделена жирным шрифтом) зависит от количества зубьев отдельные шестерни. Однако, поскольку количество зубьев не может быть рассчитано случайным образом, целесообразно подробно обрабатывать требуемую скорость вывода в пункт [4.0].

    Примечание : используйте следующую строку [1.5] для выполнения предварительного проектирования. количества зубьев для достижения требуемой скорости на выходе член.

    1.5 Запрошенная скорость.

    Установите запрошенную скорость выходного элемента. Он должен быть в пределах указанного диапазона в зеленой клетке. После нажатия кнопки справа количество зубьев будут разработаны и выбраны для достижения требуемой скорости. То число зубьев и скорость можно подробно описать в параграфе [14.0].

    Примечание : Диапазон скоростей указан для обычно используемого количества зубы.Более точный расчет, позволяющий использовать экстремальные значения, представлено в главе [14.0].

    1.6 Крутящий момент.

    Это результат расчета и не может быть установлен.

    1,7 Скорость (планетарная планета в водиле).

    Указывает скорость планеты в носителе. Это важно для расчета емкость планетарного подшипника, который часто является критическим местом передача.

    1.8 Передаточное отношение z1/z0, z2/z1, (z2/z0).

    Это передаточное число между отдельными элементами зубчатой ​​передачи. Третий важно значение — передаточное отношение (z2/z0), которое указывает на значение косозубого зацепления, используемого в дальнейших расчетах.

    При проектировании силового редуктора в этом параграфе указать другие дополнительные эксплуатационные и технологические входные параметры. Старайтесь быть максимально точными при выборе и вводе этих параметров, так как каждый из них может существенно повлиять на свойства проектируемой передачи.

    2.2, 2.3, 2.4 Материал шестерни/шестерни.

    Опция выполняется, прежде всего, по следующим аспектам:

    1. Прочность
    2. Цена материала и его термическая обработка
    3. Удобообрабатываемость
    4. Прокаливаемость
    5. Степень нагрузки
    6. Размеры шестерни
    7. Серийность производства

    Обычно соблюдается принцип, согласно которому шестерня должна быть тверже шестерни (20-60 HB), а разница в твердости увеличивается с увеличением твердости шестерни и передаточного отношения.Для быстрой ориентации материалы разделены на 8 групп, обозначенных буквами от A до H. Выполните выбор материала во всплывающем списке отдельно для шестерни и для шестерни. Если вам нужна более подробная информация по выбранному материалу, перейдите на лист «Материал».

    1. Шестерни малонагруженные, штучное, мелкосерийное, меньших размеров
    2. Шестерни малонагруженные, штучное, мелкосерийное, больших размеров
    3. Средненагруженные шестерни, мелкосерийное производство, меньшие размеры
    4. Средненагруженные шестерни, мелкосерийное производство, большие размеры
    5. Сильно нагруженные шестерни, серийное производство, меньшие размеры
    6. Шестерни тяжелонагруженные, серийное производство, увеличенные размеры
    7. Чрезвычайно нагруженные шестерни
    8. Высокоскоростные шестерни

    Материалы A, B, C и D, так называемые . со ф т шестерни — Зубчатое зацепление производится после термической обработки; эти шестерни отличаются хорошей приработкой, не предъявляют особых требований к точности или жесткости опоры, если хотя бы одна шестерня изготовлена ​​из выбранного материала.

    Материалы E,F,G и H, так называемые . твердые зубчатые колеса — Более высокие производственные затраты (закалка +100%, цементация +200%, азотирование +150%). Термическую обработку проводят после изготовления зубчатого зацепления.Сложное достижение необходимой точности. После термической обработки часто необходимы дорогостоящие завершающие операции (шлифовка, притирка).

    Собственные материальные ценности — В случае, если Вы желаете использовать материал для изготовления зубьев, не включенный в поставляемую таблицу материалов, необходимо ввести некоторые данные по этому материалу. Перейдите на лист «Материалы». Первые 5 строк в таблице материалов зарезервированы для определения ваших собственных материалов. Введите название материала в колонку, предназначенную для наименований материалов (оно будет отображаться в листе выбора) и заполните последовательно все параметры в строке (белые поля).После заполнения полей вернитесь на лист «Расчет», выберите вновь определенный материал и продолжите расчет.

    Предупреждение: Таблица материалов содержит варианты используемых материалов. Так как показатели прочности материала очень сильно зависят от размеров полуфабриката, метода термической обработки и особенно поставщика, необходимо считать значения в таблице материалов ориентационными. Конкретные и точные значения рекомендуется уточнять у вашего технолога и поставщика или брать их из конкретных листов материалов.

    2.5 Загрузка коробки передач, приводная машина – примеры.

    Установка этих коэффициентов существенно влияет на расчет коэффициентов безопасности. Поэтому старайтесь вводить как можно более точную спецификацию при выборе типа загрузки. Примеры приводных машин:

    1. Непрерывное: электродвигатель, паровая турбина, газовая турбина
    2. С легким амортизатором: гидромотор, паровая турбина, газовая турбина
    3. Со средними амортизаторами: многоцилиндровый двигатель внутреннего сгорания
    4. С сильными ударами: одноцилиндровый двигатель внутреннего сгорания

    2.6 Загрузка коробки передач, ведомой машины – примеры:

    Установка этих параметров существенно влияет на расчет коэффициентов безопасности. Поэтому старайтесь вводить как можно более точную спецификацию при выборе типа загрузки. Примеры управляемых машин:

    1. Непрерывный: генератор, конвейер (ленточный, пластинчатый, червячный), легкий подъемник, редуктор траверсы станка, вентилятор, турбонагнетатель, турбокомпрессор, смеситель для материалов с постоянной плотностью
    2. С легким амортизатором: генератор, шестеренчатый насос, роторный насос
    3. Со средними ударами: главный привод станка, тяжелый подъемник, вертлюг крана, шахтный вентилятор, смеситель для материалов с переменной плотностью, многоцилиндровый поршневой насос, питательный насос
    4. С большими ударами: пресс, ножницы, резиновый каландр, прокатный стан, лопастной экскаватор, тяжелая центрифуга, тяжелый питающий насос, буровой набор, брикетировочный пресс, тестомесильная машина

    2.7 Тип крепления редуктора.

    Установка этого параметра влияет на расчет коэффициента безопасности. То тип крепления определяет коэффициент неравномерности нагрузки, возникающий в основном из-за прогибы вала. Используйте следующее определение и рисунок, чтобы выбрать/оценить тип крепления.

    А. Зацепление двухстороннее симметрично-опорное: Зацепление с шестерни, установленные симметрично между подшипниками (расстояния между подшипники и кромка колеса одинаковые).
    Б. Двухстороннее несимметрично опертое зацепление: Зацепление с колеса установлены несимметрично между подшипниками (расстояния между подшипник и кромка колеса разные).
    C. Консольная передача: Это передача с консольными колесами. Вал крепится (фиксируется) только с одной стороны зубчатого колеса.

    Тип 1: Жесткая коробка, жесткие валы, прочные, роликовые или конические ролики подшипники.
    Тип 2: Менее жесткая коробка, более длинные валы, шариковые подшипники.

    Примечание: Варианты конструкции планетарной передачи значительно богаче, чем для обычной зубчатой ​​​​передачи. Кроме того, в случае планетарная передача, силы складываются и действуют как на солнце, так и на зубчатый венец выгоднее, поэтому выбор типа крепления будет наиболее влияет монтаж планеты (см. рисунок).

    2.8 Класс точности.

    При выборе степени точности проектируемого зацепления необходимо учитывать условия эксплуатации, функциональные возможности и производственную целесообразность.Дизайн должен быть основан на:

    • Окружная скорость, передаваемая мощность.
    • Условия эксплуатации, желаемый срок службы и надежность.
    • Требования
    • к точности кинематики, шуму, вибрации.

    Точность зубьев выбирают только в необходимой степени, так как достижение высокой степени точности затратно, сложно и обусловлено повышенными требованиями к технологическому оборудованию.

    Таблица шероховатости поверхности и максимальной окружной скорости

    Степень точности
    ISO 1328
    3 4 5 6 7 8 9 10 11
    Степень точности
    АГМА
    13 12 11 10 9 8 7 6 5
    Макс.шероховатость поверхности Ra max [нм] 0,1-0,2 0,4 0,8 1,6 1,6 3,2 6,3 12,5 25
    Макс. окружная скорость [м/с] прямые зубья 80 60 35 15 8 5 3 3 3
    Макс.окружная скорость [м/с] винтовые зубья 100 80 50 30 12 8 5 3 3


    Значения ориентации для вариантов степени точности согласно спецификации.

    Спецификация

    Степень точности

    ИСО

    Степень точности

    АГМА

    Механизмы управления 2 — 4 13-12
    Измерительные инструменты 3 — 6 13-10
    Турбинные редукторы 3 — 5 13-11
    Авиационные редукторы 3 — 6 13-10
    Станки 3 — 7 13-9
    Авиационные двигатели 5 — 6 11-10
    Высокоскоростные редукторы 5 — 6 11-10
    Легковые автомобили 6 — 7 10-9
    Промышленные редукторы 7 — 8 9-8
    Двигатели для легких судов 7 9
    Прокатные станы, локомотивы 8 — 9 8-7
    Тяжелые судовые двигатели, тракторы 8 — 9 8-7
    Строительные и сельскохозяйственные машины 8 — 10 8-6
    Текстильные машины 7 — 9 9-7

    2.9 Желаемый срок службы.

    Параметр указывает желаемый срок службы в часах. Значения ориентации в часах приведены в таблице.

    Спецификация

    Долговечность
    Бытовые машины, редко используемые устройства 2000
    Ручные электрические инструменты, машины кратковременного действия 5000
    Машины для 8-часовой работы 20000
    Машины для 16-часовой работы 40000
    Машины непрерывного действия 80000
    Машины непрерывного действия с логарифмическим ресурсом 150000

    2.10 Коэффициент безопасности (контакт/изгиб).

    Рекомендуемые значения коэффициента безопасности изменяются в диапазоне:

    • Коэффициент безопасности при контакте SH = 1,1 — 1,3
    • Коэффициент запаса прочности на изгиб SF = 1,3 — 1,6
    Подсказка: Воспользуйтесь рекомендациями в справке для расчета коэффициента безопасности.

    2.11 Автоматическая конструкция.

    Решите, хотите ли вы проектировать прямые или винтовые зубья.Для вашего варианта можно использовать следующие рекомендации:

    • Прямые зубья — Подходит для низкоскоростных и тяжелонагруженных передач, отсутствие осевых усилий, большой вес.
    • Спиральные зубья — Подходит для высокоскоростных передач; характеризуется меньшим шумом, большей грузоподъемностью, необходимостью восприятия осевых усилий.

    В « Автомат конструкции » настройка параметров зацепления осуществляется на основе введенных силовых и эксплуатационных параметров [1.0; 2.0] и общеприменимых рекомендациях. Ручная оптимизация в большинстве случаев позволяет улучшить параметры зубчатого зацепления (вес, размеры) или позволяет изменять размеры в соответствии с вашими собственными конструктивными требованиями.

    Предупреждение : « Автоматическая конструкция » может изменить параметры, которые уже были изменены в других параграфах. Поэтому используйте «Автомат конструкции », прежде всего, для предварительного определения параметров зацепления.

    В этом параграфе задайте параметры обрабатывающего инструмента и затылка вершины зуба. Параметры влияют на большинство размеров зубчатого зацепления, форму зуба и следующие прочностные параметры, жесткость, долговечность, шумность, экономичность и другие. Если вы не знаете точных параметров производственного инструмента, используйте стандартизированный тип из списка в строке [3.1], а именно:

    1. DIN 867 (a=20 град, ha0=1,25, hf0=1,0, ra0=0,38, d0=0, anp=0 град, ca=0.25) для расчета в единицах СИ и
    3. ANSI B6.1 (a=20 град, ha0=1,25, hf0=1,0, ra0=0,3, d0=0 град, anp=0, ca=0,35) для расчет в дюймах.

    Внешний зубчатый венец.

    В форме можно определить два типа инструмента: с выступом (А) и без выступа (В). Если вы определяете инструмент без выступа, установите размер выпуклости d0=0. Установите размеры инструмента в соответствии с размерами на картинке по модулю кратно «значение» х «модуль» (расчет в СИ единиц) или как частное от «значения»/«диаметрального шага» (расчет в дюймах).выберите угол давления в пункте [4]. Основание зуба может быть либо скошенным, либо округлый. Поэтому выбирайте только один путь.

    На схеме показана форма зуба инструмента для колеса/шестерни. Если вы измените размеры инструмента, нажмите соответствующую кнопку, которая обеспечит перерисовку в соответствии с текущими установленными значениями.

    Точная форма зуба и зубчатого колеса, проверка натягов и т.п. описано в параграфе, посвященном графическому выводу и системам САПР.

    Внутренние зубья.

    Внутренние зубья изготавливаются в подавляющем большинстве случаев нарезкой с помощью круглого инструмента. Для целей данного расчета будем рассматривать инструмент с основными параметрами, идентичными проектному зубчатому зацеплению (an0=an, b0=b, mn0=mn). Однако угол b не может быть выбран случайным образом при изготовлении внутреннее зубчатое зацепление, так как необходимо исходить из свойств станок и доступные инструменты, и уместно проконсультироваться с этим выбором с технологом.

    Пример такого инструмента вы видите на картинке. Текущее состояние заточка инструмента равняется его единичной коррекции x0. Результат переточки инструмента в изменении коррекции и впоследствии в изменении диаметра втулки инструмента. Если значение коррекции x0 неизвестно, просто измерьте текущий диаметр втулки. и используйте изменение поправки x0 [3.13] для настройки диаметра ступицы da0 [3.14] до необходимого значения.

    3.11 Рельеф вершины зуба агрегата.

    Рельеф вершины зуба агрегата «ca» влияет на диаметр окружности придатка. Как обычно выбирается ca=0,25, что гарантирует предотвращение помех для обычно используемых исправления. Если известны точные параметры инструмента, можно выбрать меньший c*, а именно от 0,15 до 0,1, и, таким образом, добиться увеличения профиля прикуса коэффициент. Натяг можно и нужно проверить на детальном чертеже, см. параграф, посвященный графическому выводу и системам САПР.Строка [3.10] дает минимальный зазор вершины зуба, который может быть достигнут с помощью выбранного инструмента. То выбор меньшего рельефа кончика инструмента обозначается красным цветом поля ввода. Кнопка «<" перенесет минимальное значение в поле ввода. Минимальная единица Рельеф вершины зуба можно уменьшить, увеличив высоту основания инструмента.

    Примечание : Планета имеет два зазора между головками (солнце => планета и планета => зубчатый венец), при этом оба являются зависимыми и только один из них может быть указано.Это можно сделать, отметив опцию справа.

    В этом пункте можно спроектировать геометрию зубчатого зацепления. Дизайн геометрии существенно влияет на ряд других параметров, таких как функциональность, безопасность, долговечность или цена.

    4.1 Количество планет.

    Выберите количество планет. Обычно используется от 2 до 6 планет; 3 планеты используется чаще всего. Зеленое поле показывает максимально возможное количество планет для соответствующее число зубьев солнечной и зубчатого венца.Если сборка условие не выполняется, номер ячейки становится красным.

    4.2, 4.3 Количество зубьев.

    Используйте строку [4.3] для установки количества зубьев солнечной и кольцевой шестерни. Номер Зубья планеты вычисляются автоматически. По количеству зубов в планетарная передача не может быть выбрана наугад (см. теоретическую часть), ошибочные или неправильные комбинации количества зубов сигнализируются красным количество. Для упрощения в строке [4.2] содержит кнопки, которые позволяют вам увеличить/уменьшить количество зубов, в то время как количество зубов и модификации дополнения рассчитаны для того, чтобы сохранить условия сборки.

    Подсказка : если красные цифры сигнализируют о проблеме при сборке, используйте кнопки в строке [4.2] для точной настройки количества зубьев, чтобы сохранить сборка.

    Количество зубьев сателлита может быть изменено в узком диапазоне от оптимального значение (+-2).Выполните изменение, выбрав из списка в строке [4.2]. После изменения, значения модификации дополнения рассчитываются автоматически для соблюдения условия выравнивания.

    Примечание : Изменение количества зубьев планетарной передачи важно, например, если мы хотим избежать соизмеримого количества зубов у солнца и планеты, или улучшить качественные показатели (изменение единицы коррекции).

    В целом применяется принцип увеличения числа зубьев (в случае одинакового расстояния между осями) дает:

    • • увеличение емкости поверхности (контакт, прилипание, износ)
    • • улучшение коэффициента сетки
    • • снижение способности к изгибу
    • • снижение себестоимости продукции
    Рекомендуемые значения:

    Как правило, для косозубых передач и более высокие показатели.

    4,5 Нормальный угол давления.

    Этот угол определяет параметры базового профиля и стандартизирован до угла 20°. Изменения в угол давления a/F влияют на функциональные и прочностные свойства. Однако изменение угла сетки требует нестандартных производственных инструментов. Если нет особой необходимости использовать другой угол сетки, используйте значение 20°.

    Буква «X» обозначает основной круг.


    Увеличение угла зацепления позволяет:

    • снижение опасности подрезов и помех
    • для уменьшения скорости проскальзывания
    • повышенная грузоподъемность при контакте, заедании и износе
    • повышенная жесткость зубчатого зацепления
    • повышенный шум и радиальные усилия

    Возможные значения

    • Прямые зубья с повышенными требованиями к несущей способности — от 25 до 28 градусов
    • Спиральные зубья — до 25 градусов
    • Передача с особыми требованиями к бесшумности — 15 на 17.5 градусов
    Рекомендуемые значения:

    Если у вас нет особых требований к проектируемой передаче, рекомендуется использовать 20°.

    4.6 Угол наклона спирали.

    Зубчатая передача с углом винтовой линии = 0 (цилиндрическая передача) используется для замедленного и сильно нагруженные зубчатые колеса.
    Зубчатая передача с углом наклона > 0 (винтовая передача) используется для быстрого движения. передач, он имеет меньшую шумность и лучшую грузоподъемность, а также позволяет снизить количество зубьев без подрезки.

    Рекомендуемые значения

    Угол бета обычно выбирается из следующей строки 6,8,10,12,15,20, 25,30,35,40 градусов.

    Примечание : При производстве внутренних зубьев (зубчатого венца) невозможно выбрать угол b случайно. Необходимо применить свойства станка и имеющиеся инструменты, и лучше проконсультироваться выбор с технологом.

    4.7 Установка отношения ширины солнца к его диаметру.

    С помощью ползунка установите значение безразмерного коэффициента, который определяет отношение ширины солнца к его диаметру [4.8].

    4.8 Отношение ширины солнца к его диаметру.

    Этот параметр используется для расчета размера модуля, а также основные геометрические параметры зубчатого колеса (ширина, диаметр). Рекомендуемый максимальное значение указано в правой колонке и зависит от выбранного зубчатого колеса материала, о способе крепления зубчатого колеса и о зубчатой ​​передаче соотношение.Используйте ползунок, расположенный в строке [4.7], чтобы установить этот параметр. После настройки параметр, нажмите кнопку » Конструктивное зацепление «. Таким образом, вы будете спроектировать зубчатую передачу в соответствии с требуемой безопасностью [2.10] и другими входными данными. параметры.

    После окончания « Конструкция зубчатого колеса » проверьте размеры (зубчатое ширины и диаметра, веса). Если вас не устраивает результат, отрегулируйте параметр отношения ширины шестерни к диаметру [4.7, 4.8] и повторить » Зубчатая передача конструкция «.

    В начале « Конструкция зубчатой ​​передачи » модули (DP) постепенно внесены в расчет из таблицы, ширина зубчатого зацепления равна рассчитывается и минимальный модуль (DP), который еще соответствует прочности условия, определяется.

    Рекомендуемые значения:

    Меньшие значения — более узкая конструкция зубчатого колеса, больший модуль, прямозубая передача
    Более высокие значения — более широкая конструкция зубчатого колеса, нижний модуль, косозубая передача

    Примечание : Превышение рекомендуемого диапазона отображается изменением цвет номера.Можно использовать значения ниже рекомендуемых без проблем. Значения выше рекомендованных следует учитывать со специалистом.
    Подсказка : Если вы не можете приблизиться к требуемым размерам шестерни с помощью изменение этого параметра, попробуйте изменить количество зубьев, угол подъема или выбрать другой материал.

    4.9, 4.10 Модуль/диаметральный шаг.

    Это важнейший параметр, определяющий размер зуба, т.е.е. зубчатой ​​передачи. В общем случае применяется, что для большего числа зубов, можно использовать меньший модуль (более высокое значение P для дюймовой версии расчета) и наоборот. В правом выпадающем меню есть стандартизированные значения модулей / Диаметральный шаг и значение, выбранное в этом меню, автоматически добавляется к коробка слева.
    Используйте выбор справа для переключения между опцией установки модуля или Диаметральный шаг.

    Примечание : Расчет правильного размера модуля является довольно сложной задачей. задача.Поэтому рекомендуем использовать методику проектирования зубчатого зацепления на основе отношения ширины шестерни к диаметру [4.5].

    4.13 Ширина лица.

    Ширина зацепления отдельных зубчатых колес измеряется шагом цилиндр. После нажатия кнопки справа значения, соответствующие выбранные соотношения yd из строки [4.7, 4.8].

    Рекомендуемые значения:

    Зависит от выбранного материала и типа конструкции редуктора [2.1, 2.2, 2.3, 2.5]. См. предыдущую строку для рекомендуемого диапазона значений.

    4.14 Ширина забоя.

    Это общая ширина обеих шестерен на цилиндрах качения. Если шестерни не находятся в смещенном положении (рис. 4.1), это в основном ширина шестерни. Эта ширина используется для проверки прочности зубчатого зацепления.
    При установленном флажке в этой строке «Рабочая ширина зубьев» автоматически заполняется меньшим значением ширины зубьев из предыдущей строки [4.9]

    4.17 Приблизительный вес редуктора.

    Рассчитывается как вес полных баллонов (без снятия груза и отверстий). Он служит для быстрой ориентации при проектировании.

    Примечание: Для внутренних зубьев вес колеса считается как труба толщиной, равной глубине зуба.

    4.18 Минимальный коэффициент безопасности.

    В строке всегда дается самый низкий из коэффициентов для отдельных зубчатые колеса.В первом столбце указан коэффициент безопасности для поверхности прочность, во второй колонке указан коэффициент запаса прочности на изгиб долговечность.

    4.19 Перемещение шестерен (шаг и текущий угол).

    Так как не всегда легко представить взаимное движение всех шестерен (особенно для дифференциального движения) можно имитировать перемещение отдельных элементов зубчатого зацепления. Укажите шаг, на котором элемент ввода используется для перемещения и использования ползунка для изменения угла зубчатого колеса входного элемента.

    4.20 Нормальный люфт.

    Это перпендикулярное (кратчайшее) расстояние между нерабочими сторонами зубов. Люфт необходим для создания сплошного слоя смазки на боковых сторонах зубьев и преодоления производственных неточностей, деформации и теплового расширения отдельных элементов механизма. В зацеплениях систем управления и приборов требуются очень малые зазоры, и если это невозможно устранить, обычно применяют зацепления с автоматическим компенсацией люфта.Большой люфт необходимо выбирать при тяжелонагруженном зацеплении (тепловое расширение) и быстроходном зацеплении (гидравлическое сопротивление и удары с выталкиванием масла из межзубчатых зазоров.

    Рекомендуемые значения:

    На практике рекомендуемые значения выбираются опытным путем, и вы можете следовать рекомендуемым значениям в строке [4.21].

    После ввода люфта расстояние рабочей оси [6.10] изменено таким образом, что введенный люфт созданный.

    Примечание : После изменения запрошенного нормального люфта состояние взаимное выравнивание нарушено, поэтому необходимо пересчитать коэффициенты модификации дополнения см. [5.0].

    Корректировка внешнего зацепления или собственно внутреннего зацепления может использоваться для влияют на целый ряд параметров. В первую очередь необходимо обеспечить функционирование, а затем показатели производительности или прочности могут быть улучшены.В В случае планетарной передачи ситуация сложнее. Исправление отдельные колеса нельзя менять «случайно». Прежде всего, необходимо согласование быть обеспечено, что означает, что центральное расстояние Солнца и планеты должно быть таким же, как расстояние между центрами планеты и зубчатого венца. Это значит что поправки зависят друг от друга и если, например, исправление изменена планета, коррекция солнца и зубчатого венца тоже должны быть изменены для поддержания состояния выравнивания.В этом пункте вы можете выбрать/изменить коррекцию отдельных шестерен, пока программа управляет параметры передачи и информирует вас в случае ошибочного или нестандартного параметр.

    При изменении поправки можно также проверить наиболее важные качественные параметры, т.е. коэффициент сетки, удельное скольжение и безопасность.

    Картинки в расчете.

    Слева деталь станка (процесс обработки может быть смоделированный).Точная форма зуба черная и точная форма станок зеленый. Справа деталь взаимного положения диаметра шага, вершины, корня и основания в точке сетки (штрих — корень диаметр, штрих-пунктир — средний диаметр, сплошной — диаметр наконечника).

    5.1 Виды исправлений.

    Строка [5.2-5.4] указывает некоторые минимальные значения поправок, чтобы достижения выбранных параметров отдельных передач.

    5.2 Допустимая подрезка зубьев.

    На практике допустима небольшая подрезка зубьев. Данное значение является минимальным (предельным) значением, при котором происходит незначительное подрезание зубьев. Значение поправки не должно быть ниже, за исключением некоторых особых случаев.

    Это минимальное значение коррекции, которое можно использовать без допустимого (незначительного, допустимого) подрезки зубов.

    5.3 Предотвращение подрезки зубов.

    Это минимальное значение коррекции, которое можно использовать без подрезки зубов.

    5.4 Предотвращает конусность зубьев.

    Это минимальное значение коррекции, которое можно использовать без конусности зубов.

    5.5, 5.6 Установка коэффициента модификации приложения Planet.

    Для сохранения условия выравнивания можно использовать только одно значение коррекции. измениться — планета в данном конкретном случае.Рассчитываются остальные поправки. С помощью ползунка можно изменить коэффициент модификации дополнения для планета, текущее значение отображается в строке [5.6]. Изменение в шагах от 0,1/0,01 модуля; можно установить более точное (свое) значение в строке [5.6]

    5.7, 5.8 Сумма коэффициентов модификации приложения.

    В строке 5.8 можно указать сумму коэффициентов модификации дополнения для солнце и планета и для зубчатого венца и планеты.К сожалению, эти значения не могут быть выбраны случайным образом, условие взаимного выравнивания должно быть наблюдается (см. теоретическую часть). Две кнопки справа обеспечивают установка значений для того, чтобы одна из сумм оставалась равной нулю, а другая рассчитывается для поддержания условия выравнивания (aw01 + aw12 = 0).

    Примечание : Для обеспечения наличия зубчатого зацепления (соответственно его функционирование) существуют определенные минимальные/максимальные значения сумм дополнения модификации, которые могут быть применены.В строке [5.7] указаны значения.

    Однако чаще задача включает настройку этих значений в для достижения требуемого расстояния между осями, которое обрабатывается в строке [5.10].

    5.9 Межосевое расстояние.

    Существует межосевое расстояние для солнца и планеты, а также для зубчатого венца и планета. Оба значения (или их абсолютное значение) должны быть одинаковыми. Если значения отличаются, условие выравнивания не поддерживается, и зацепление не может работает правильно.В таком случае выберите центральное расстояние и рассчитайте изменения в добавлении см. [5.10]

    5.10 Требуемое расстояние до оси.

    Вероятно, самая частая геометрическая задача будет применяться к проектированию коэффициенты модификации дополнения для достижения требуемой оси расстояние. При сохранении разумной формы зуба расстояние по оси для конкретный модуль и количество зубьев могут быть достигнуты из интервала, указанного в зеленая ячейка.Для другого расстояния по оси необходимо изменить количество зубья, возможно модуль зубчатого зацепления (КП).
    В ячейке ввода задайте требуемое расстояние по оси (оно должно быть из диапазона допустимые значения) и нажмите кнопку «=aw» справа. Это будет выполнять расчет и значения сумм коэффициентов модификации дополнений выполняются для достижения необходимого расстояния между осями.

    Качественные показатели.

    После смены коррекций желательно понаблюдать за поведением этих индексов.Превышение критических значений обозначается изменением числа.

    5.11, 5.12 Общий коэффициент контакта.

    Подробное описание [8.1] a [8.2]

    5.13 Единица измерения толщины зуба по диаметру наконечника.

    Это безразмерный параметр (соотношение толщины зуба и модуля) и зависит, прежде всего, от формы зуба. Следующие параметры также имеют определенные эффекты:

    • большее количество зубьев [

      4.3

      ] = больше sa*
    • меньший коэффициент модификации дополнения [

      5,6

      ] = больший sa*
    • меньший угол зацепления [

      4,5

      ] = больший sa*
    • больший угол спирали [

      4,6

      ] = больший sa*
    Рекомендуемые значения

    Обычно это 0,25 — 0,4. Выше при низких значениях коэффициентов модификации дополнения и упрочненных шестернях. Меньшее значение, чем рекомендуемое, обозначается красным текстом, превышение предела остроты зуба красным полем.

    5.14-5.17 Специфическое скольжение на корне/вершине зуба.

    Одна из наиболее частых задач оптимизации относится к нахождению такого дополнения коэффициенты модификации x0, x1 и x2, чтобы сбалансировать конкретное скольжение на кончиках зубьев/корнях солнца и планеты и планеты и зубчатого венца. То Принцип описан в профессиональной литературе. В этом расчете строка В [5.14, 5.15] указывается удельное скольжение по корню (вершине) зуба солнца и планета и линия [5.16, 5.17] специфическое скольжение на корне (вершине) зуба планета и зубчатый венец.

    Нажмите кнопку справа, чтобы установить такое значение модификации дополнения коэффициент x1 для достижения балансировки удельного скольжения для пара солнце / планета или планета / зубчатый венец. Если рекомендуемые значения дополнения коэффициенты модификации x0, x1 должны быть превышены, рекомендуемый предел используются значения => требуемая балансировка конкретного скольжения не может быть достигнуто.

    Этот метод оптимизации подходит для передач примерно с одинаковым количество зубьев и изготовлены из одного и того же материала. Если количество зубьев отличается тем, что зубья одной шестерни входят в зацепление чаще, чем зубья другой зубчатое колесо и со сбалансированным удельным скольжением корень более напряженного зубчатого колеса более склонны к питтингу.

    5.18 Сумма всех удельных скольжений.

    Таким образом, более подходящий метод, чем использование поправки для балансировки конкретные сдвиги могут использовать коррекцию для достижения минимальной суммы абсолютные значения для всех конкретных скольжений.В таком случае также выгодно повышается КПД трансмиссии (снижаются потери на трение). Нажмите кнопку справа, чтобы установить значение модификации дополнения коэффициент x1, чтобы минимизировать сумму всех конкретных скольжений.

    5.19, 5.20 Коэффициенты запаса по поверхности изгиба и прочности при изгибе.

    Подробная информация [10].

    5.21 Индикация оборотов зуба и инструмента для:

    Используйте эту строку, чтобы указать, какой детальный профиль зуба и инструмента должен быть отображается.Используйте ползунок справа, чтобы установить поворот инструмента при резке.

    Этот параграф включает в себя упорядоченный перечень всех основных размерных параметров зубчатого зацепления. Здесь дана информационная иллюстрация наиболее важных размерных параметров. Для более подробного описания отдельных параметров рекомендуется использовать специализированную литературу.

    Спецификация размеров согласно ISO (DIN)

    6.30 Единица толщины зуба на диаметре наконечника

    Безразмерный параметр (соотношение толщины зуба и модуль) и зависит, прежде всего, от формы зуба. Следующие параметры также имеют определенные эффекты:

    — большее количество зубьев [4.1] = большая sa*
    — меньший коэффициент модификации приложения [5.4] = больший sa*
    — меньший угол зацепления [4.2] = больше sa*
    — больший угол подъема [4.3] = больше sa*
    — повышенный дополнительный коэффициент [3.1]= меньше sa*

    Рекомендуемые значения
    Обычно это 0,25 — 0,4. Выше для низких значений модификации дополнения коэффициенты и закаленные шестерни. Меньшее значение, чем рекомендуемое, обозначено красным текстом, превышение предела остроты зуба красным полем.

    6.36 Получение требуемого диаметра окружности головки заменой головки люфт ca* [3.11]

    На практике иногда удается добиться определенных точных значений окружности головы.Если исходные размеры зубчатого колеса должны быть сохранены, можно немного изменить диаметр окружности головки, изменив люфт вершины зуба ca* в разделе [3.11]. Следующие три строки используются для упрощения этого расчет. Во второй строке возможный диапазон диаметров круга головы упомянуты. Введите требуемый диаметр в третьей строке. Нажмите «->ca1» Кнопка («->ca2») для изменения люфта вершины зубьев шестерни (колеса).

    Осторожно: Если требуемый диаметр выходит за пределы диапазона (красное число), расчет не начнется.

    Этот параграф включает минимальное количество зубьев, которые можно использовать с нулевой коррекцией без подрезки или сужения зубьев.

    Сюда входят параметры, которые информируют нас о качестве спроектированного зубчатого зацепления. Желательно сравнить их с рекомендуемыми значениями.

    8.1 Коэффициент поперечного контакта.

    Для плавного зацепления шестерен необходимо, чтобы другая пара зубьев входила в зацепление до того, как первая пара выйдет из зацепления. Коэффициент контакта в плоскости торца говорит о том, сколько зубьев находится в зацеплении одновременно. При значении e a =1 это соответствует предельному случаю, когда в данный момент в зацеплении находится только одна пара зубьев. При значении

    e a

    =2 два зуба находятся в зацеплении одновременно.В случае, если значение находится между 1<

    e a

    <2, зацепление будет включать частично одну пару зубьев и частично две пары. Параметр зависит от ряда эффектов. (увеличивается с количеством зубьев, уменьшается с углом давления на делительный цилиндр

    a

    w ).
    Рекомендуемое значение:

    В зависимости от сложности зацепления этот параметр должен быть не ниже 1,1-1,2.

    8.2 Поперечное перекрытие соотношение.

    Коэффициент поперечного перекрытия применим в случае косозубого зацепления (угол

    b

    >0), а затем вычисляется угол зацепления

    e g

    [8.2] (сумма

    e a

    a

    e b

    ).

    8.3 Общий коэффициент контакта.

    Это сумма коэффициентов поперечного контакта и перекрытия.

    Рекомендуемое значение:

    Указывается с использованием тех же рекомендаций, что и

    e и

    в случае цилиндрического зубчатого зацепления.Это означает, что

    e g

    всегда должно быть выше 1,2.

    8.4 Спецификация размеров колес

    Строки [8.7 — 8.10] позволяют более точно указать размеры отдельные колеса. Установив флажок в строке [8.7], вы можете указать соответствующие размеры в соответствии с заголовком этого раздела. Нажмите «<=" кнопку [8.7] для ввода предварительно выбранных значений.

    Форма отдельных колес отображается в соотв.К спецификации. Если нет указаны внутренние размеры колеса, колеса считаются цельными цилиндры в расчете.

    Используя «Автоматический расчет» [2.10], расчет зубчатой ​​передачи [4.4] и точное значение mn расчет [4.6] отменит спецификацию колеса и сплошные цилиндры вместо этого будет использоваться.

    Примечание: В большинстве случаев для обычного расчета требуется только задайте колеса как твердые цилиндры. Точная спецификация должна использоваться в случае закрытия скорости до критической и/или для окончательной проверки ваш дизайн.

    8.6 Коэффициент разгрузки шестерни.

    Этот параметр дает отношение диаметра хвостовика к внутреннему диаметру зубчатого венца dx/df. Он характеризуется значениями в диапазоне от 0 до 1. В случае, если оцениваемая передача будет изготовлена ​​в виде сплошного диска (без уменьшения веса), параметр = 0. Этот параметр влияет на расчеты критической скорости передачи.

    Предупреждение: Для внутренних зубьев параметр выражает толщина зубчатого венца х кратна глубине зуба.

    8.9 Масса редуктора.

    Рассчитывается как сумма отдельных цилиндрических частей (зубчатый венец, шток и концентратор). Если коэффициент рельефа di/df = 0, вес колеса рассчитывается как вес сплошного баллона (которого в большинстве случаев достаточно). Это используется для быстрой справки в дизайне.

    Примечание: В случае внутреннего зубчатого зацепления вес колеса рассчитывается как труба с толщиной стенки, равной высоте зуба.

    8.16

    Резонансная скорость.

    Это скорость, при которой угловая скорость совпадает с собственной угловой частотой вибрации зубчатого колеса.

    Это вызывает нежелательные эффекты резонанса.

    8.17 Коэффициент резонанса.

    Это соотношение скорости шестерни и «критической скорости».

    • Докритический диапазон: N<0,85
    • Диапазон основного резонанса: 0,85
    • Сверхкритический диапазон: N>1,15

    В случае, если проектируемая передача работает в диапазоне критических скоростей (N ~ 1), коэффициент резонанса N обозначается красным числом. В таких случаях рекомендуется модификация конструкции зацепления (изменение числа зубьев) или консультация со специалистом.

    8.18 Потери в зацеплении.

    Используется примерный расчет, приведенный в теоретической части справки. для расчета.

    8.19 Потери (зубчатые, подшипниковые, суммарные).

    Существуют потери производительности в зацеплении, потери в подшипниках и их сумма.

    Расчет по ISO.

    Расчет коэффициентов/коэффициентов в соответствии с ISO6336:2006 или АГМА 2001-D04, АГМА 908-B89/95. Подробности описаны в теоретическом часть; список используемых стандартов и литературы указан в конце настоящего документа. помощь.

    Примечание:

    Большинство коэффициентов id рассчитываются дополнительно и извлекаются с использованием информации, определенной в пунктах [1,2,4 и 5], чтобы пользователю не задавали лишних вопросов, на которые он не может ответить. Если вы являетесь специалистом в области проверки зубчатых колес на прочность, вы можете напрямую перезаписать формулы для определения отдельных коэффициентов своими числовыми значениями.

    Подсказка: Подробное описание функций отдельных коэффициентов, метод их расчета и ограничения можно найти в соответствующем стандарте ISO/AGMA или в специальной литературе.

    ИСО

    6336:2006

    9.1 Установка параметров для расчета.

    В этой части необходимо указать метод расчета какого-либо коэффициента. После нажатия кнопки устанавливаются значения по умолчанию, исходя из требований упомянутый в пункте [2.0]

    9.2 Динамический коэффициент KV (макс. значение).

    Доступны три метода расчета — (B 2006 ), (C 2006 ), и (С 1996 ).

    Метод B подходит для всех типов цилиндрических зубчатых колес. Это относительно сложными и могут давать совершенно нереальные значения KV, если материалы или степень точности выбрана неправильно. Поэтому можно установите максимальный предел для расчета (предустановлено на 5,0). Если этот предел превышено, рекомендуется проверить выбранный материал и степень точность пропорциональна нагрузке на зубчатую передачу. Метод С можно использовать с некоторыми ограничения (см. теоретическую часть).

    9.3 Коэффициент торцевой нагрузки контактное напряжение

    KHb

    (макс. значение).

    Существует три метода расчета

    KHb

    доступный:
    • Расчет ISO6336-1 (2006) – подробное предложение коэффициента, включает все влияния (рекомендуется)
    • Упрощенный расчет согласно ISO6336 – соответствует упрощенному методология ISO6336 (довольно консервативные значения)
    • Предварительное предложение (график) – ориентировочные значения для оптимально спроектированного зубчатая передача (оптимистичные значения)
    Расчет согласно ISO6336-1(2006)

    Зависит от ряда факторов, в первую очередь от конкретных размеров и конструкция зацепления (см. теоретическую часть).Можно установить все эти параметры подробно описаны в параграфе [18.0]. Если входные параметры выбран неправильно,

    Значения KHb

    могут быть нереальный. Поэтому можно увидеть максимальный предел

    KHb

    (предустановлено на 5.0). Если этот предел превышен, рекомендуется проверить входные параметры, см. пункт [18.0].

    Нажмите кнопку «=>», чтобы перейти к

    KHb

    расчет.

    9.4 Реверсирование нагрузки (коэффициент YA)

    Согласно стандарту ISO 6336-5 рекомендуется уменьшить значение

    s Flim

    на коэффициент 0,7 в случае полного реверса (холостой ход, планетарное колесо и зубчатая рейка). В случае меньшего количества разворотов может быть другой коэффициент. определяться исходя из количества реверсов в течение ожидаемого операционного периода зубчатого колеса. Выберите значение, соответствующее вашему дизайну, из выпадающий список.

    9.5 Расчет коэффициента упрочнения ZW.

    При выборе «Автоматически» можно выбрать метод расчета коэффициента на основе выбранных материалов. При необходимости можно выбрать расчет метод прямо из списка.

    9.6 Модификация профиля зуба (KHa

    , КНб

    ).

    При выборе оптимальной модификации профиля зуба по отношению к прогиб зуба из-за непосредственной нагрузки, выберите «Оптимальный профиль модификация».Выбор этого параметра влияет на метод расчета коэффициенты

    Ха

    а также

    Кб.

    9.7 Коэффициент смазки (ZL).

    Используйте раскрывающееся меню для выбора типа масла. Для менее нагруженных передач можно использовать минеральное масло; для более высоких скоростей, более высокой передаваемой мощности и более высокой требованиям эффективности целесообразнее использовать синтетическое масло.

    Некоторые преимущества синтетических масел
    — Снижение общих потерь на 30% и более
    — Снижение рабочей температуры масла
    — Увеличение интервала замены масла в 3-5 раз (сокращение расходы)

    С другой стороны, цена выше, могут быть проблемы с пластиком или резиновые детали, а смешивание с минеральным маслом ограничено.

    9.8 Используемая/рекомендуемая вязкость смазочного материала (ZL)

    Рекомендуемая вязкость выбирается исходя из твердости круга материала и окружной скорости. Если рекомендуемое значение не подходит, отметьте переключатель и введите собственное значение.

    9.9, 9.10 Шероховатость зуба (ZR), Шероховатость в галтелях корня зуба (год)

    Если выбран первый элемент в списке «Автоматически», применяемая поверхность шероховатость будет получена из выбранной степени точности.Однако может быть установлено другое значение, если оно известно.

    9.31, 9.46 Коэффициент долговечности при контактном (изгибном) напряжении YNT, ZNT.

    Учитывается более высокая производительность при ограниченном количестве циклов нагрузки. То коэффициент получен из интерполяции соответствующей линии повреждения (ISO6336, АГМА 2001-D04). Для числа циклов N = 10 10 (обозначено знаком ∞) Значение коэффициента выбирается в диапазоне от 0,85 до 1,00. Значение 0.85 это предназначен для критической операции, тогда как значение 1,00 может использоваться, когда обеспечивается оптимальная смазка, материал, производство и опыт.

    9.47 Поправочный коэффициент напряжения.

    Если значения прочности используемого материала установлены в соответствии с Стандарт ISO 6336-5, поправочный коэффициент напряжения YST = 2. В случае используются значения прочности, указанные для испытуемого образца без надреза, поправочный коэффициент напряжения YST = 1 (для материалов из базы данных материалов для этого расчета).

    Примечание : Подробную информацию можно найти в стандарте ISO 6336-5.

    9,50 Поправочный коэффициент напряжения для шестерен с насечками в галтелях (ЯСг).

    Выемка зубчатого колеса (например, шлифованная выемка в переходе корня зуба вблизи критическое сечение) обычно увеличивают концентрацию напряжений, вызванную корневой переход; поэтому коэффициент концентрации напряжений выше соответственно.Если надрез расположен вблизи критического сечения, вместо YS используется коэффициент YSg.

    Если переключатель установлен, значение YS заменяется значением YSg. Значения коэффициента YSg рассчитываются в параграфе [18.0], которые можно доступ осуществляется нажатием кнопки «=>».

    Обычно выполняются два основных расчета прочности, а именно на изгиб и на контакт. В этом расчете рассчитываются следующие коэффициенты безопасности:

    • От усталости при контакте.Ш
    • От усталости при изгибе СФ

    В качестве начальных значений коэффициента безопасности можно использовать:

    • Коэффициент защиты от прикосновения SH = 1,3
    • Коэффициент прочности на изгиб SF = 1,6

    Коэффициенты безопасности могут быть изменены в соответствии с общими рекомендациями по вариантам коэффициентов безопасности и в соответствии с вашим собственным опытом.

    В этом параграфе указаны контрольные размеры зубчатого зацепления, настройка коррекции на получить эти размеры и допуски в соответствии с ISO 1328.

    11.1 Проверка размеров зубчатой ​​передачи

    В этом параграфе указаны два основных контрольных размера зубьев. Это размер поперек зубьев W [11.3] и размер по валкам и шарам М [11.6]. После установки флажка справа значения числа зубьев, к которым применяется измерение [11.2], и диаметр валка/шара [11,5] можно задать свои значения. Другие размеры чека необходимые для изготовления зубчатых зацеплений, связаны с подгонкой зубчатых колес и метод изготовления и, следовательно, тесное сотрудничество дизайнера и технолог подходит.

    11.8 Получение требуемых значений W и M путем изменения x1 и SumX исправления

    При попытке найти параметры неизвестного колеса возможно использование этот инструмент. Измерьте соответствующий контрольный размер на колесе, введите его в соответствующее поле ввода, и расчет изменит поправку x1 (SumX) так, чтобы расчетный размер W или M соответствовал измеренному значению.

    Внимание : Если требуемый размер выходит за пределы допустимого диапазона (красное число), расчет не запускается.

    11.13

    Цилиндрические зубчатые колеса. Система точности ISO. Часть 1. Определения и допустимые значения отклонений соответствующих боковых поверхностей зубьев шестерни

    Эта часть содержит полный расчет допусков в соответствии с ISO 1328 (ANSI/AGMA 2015-1-A01). Расчет допусков связан с основной расчет и допуски рассчитываются для текущей точности, модуль, диаметры и ширина колес.Затем допуски используются для расчет коэффициента безопасности.

    Если вам необходимо рассчитать допуски для различных диаметров зубьев независимо от фактического расчета, установите переключатель в строке [11.14]. Цвет полей ввода [11.15, 11.16 и 11.17] изменится на белого цвета, и вы можете ввести свои собственные значения размеров зубьев.

    Осторожно : Не забудьте проверить кнопку на линии [11.14] для подключения вернуться к основному расчету.

    Возможно

    Диапазон входных значений

    ISO 1328 — Часть 1 :

    Классы точности

    Вопрос(А): 0-12

    Модуль

    мн: 0,5

    мин

    70

    Диаметр

    д: 5

    ≤ д

    10000

    Ширина лица

    б: 4

    1000

    11.31

    S

    система точности

    ISO 1328 — Часть 2

    Возможные диапазоны входных данных для f»I и F»i:
    Класс точности Q: 4-12
    Модуль мин: 0,2-10
    Диаметр d: 5-1000
    Ширина грани b: 4-1000

    В нагруженной передаче силы, которые передаются на конструкцию машины возникают. Для того, чтобы обеспечить надлежащие размеры оборудования, знание эти силы необходимы.Ориентация сил описана в рисунок, величина сил и нагрузок указана в настоящем пункте [12.1 — 12.10].

    12.5 Носитель Силы -> планета.

    Это сила, возникающая в результате воздействия планетоносца на планеты (или наоборот).

    12.6 Центробежная сила на планете.

    Вращение держателя приводит к достаточной силе, вызванной вращения планет вокруг центральной оси.Эта сила должна сохраняться планетарного подшипника (подшипников) и должны учитываться в конструкции подшипника. Этот сила может быть критической для более высоких скоростей, и ее точное значение должно быть найдено от точной модели планеты.
    Сила в расчете получена из предполагаемого веса планеты, включая разгрузку, см. [8.4].

    12.7 Радиальная сила, действующая на подшипник сателлита.

    Это векторная сумма сил Fc-p и Fc [12.5, 12.6].

    12,8 Номинальный крутящий момент.

    Значение крутящего момента, используемое для проверки прочности.

    12,9 Номинальная скорость вращения.

    Скорость, используемая для проверки прочности.

    12.10 Изгибающий момент (планета).

    В случае косозубого зацепления возникает дополнительный изгибающий момент, который влияет на планету и что необходимо учитывать при проектировании планетарных подшипников и вал. Дополнительный изгибающий момент в случае солнц отсутствует (sun и зубчатый венец).

    12.11 Окружная скорость на делительном диаметре.

    Это еще один важный качественный параметр, влияющий на точность зацепления [2.6] и способ смазки (Gear lubrication). То максимальная рекомендуемая скорость для выбранной степени точности показана зеленым цветом ячейка справа.

    12.12, 12.13 Удельная/единичная нагрузка.

    Это еще один качественный фактор, используемый при расчете «Нагрузки на зубья». коэффициент неравномерности».

    В этом параграфе указываются характеристики выбранного материала. для всех передач.

    Подсказка : На листе «Материал» можно задать собственно значения материала.

    Требования к конструкции могут также применяться для достижения точного выходная скорость. Для этого можно использовать процедуру, описанную в этом параграфе. в расчет, соответствующее количество зубьев зубчатого венца рассчитывается для все комбинации зубцов солнца и планеты из диапазона, определенного на строка [14.3, 14.4]. Далее вычисляется скорость выходного элемента для каждого комбинация. Результаты отображаются в таблице [14.5].
    Нажмите кнопку в строке [14.6], чтобы начать расчет. Когда он закончится, лучший результат автоматически переносится обратно в основной расчет. После вы выбрали другое решение из таблицы, соответствующее количество зубьев снова переносится в основной расчет.

    В этом параграфе приведены расчеты диаметров вала (сталь), которые соответствуют требуемой нагрузке (передаваемой мощности, скорости).Эти значения являются только значениями ориентации; целесообразно использовать более точный расчет для конечного проекта.

    На практике довольно часто приходится сталкиваться с ситуацией, когда зубчатое зацепление неизвестно и необходимо рассчитать его параметры (сравнение с конкурентами, изготовление запасной шестерни и т.п.). Таким образом, это дает простой инструмент для облегчения первичного расчета основного параметра — модуля.

    Процедура с идентификацией.
    1. Расчет, измерение и ввод параметров для рядов 16.от 1 до 16,4. При четном числе зубьев (шестерня А) параметр с [16.3] равен нулю; в случае нечетного числа зубьев (шестерня В) измерьте расстояние между кромками двух соседних зубьев с помощью [16.3]. Вы получаете нормальный модуль.
    2. Вернитесь к основному расчету, введите эти значения в параграф [4] и проверьте расчет. Затем измерьте как можно больше значений реальной передачи и сравните их с результатами расчета. В случае, если параметры расчетной и измеренной передачи различаются, измените входные данные расчета, включая поправки [5].

    Список возможных сравниваемых и измеряемых параметров
    • Расстояние до оси [6]
    • Диаметры головки и основания [6]
    • Толщина зубьев на делительном диаметре [6]
    • Проверить размеры шестерни [11]

    Очевидно, что указанная процедура требует определенных навыков и опыта, тем не менее, в случае обычного зацепления, где можно предположить производство с использованием единых стандартизированных инструментов и процедур, эта процедура приводит к вполне приемлемым результатам.

    Вспомогательные расчеты доступны в этом пункте. При вводе значений используйте те же единицы измерения, что и в основном расчете. Для передачи введенных и рассчитанных значений в основной расчет нажмите кнопку «ОК».

    КХб расчет YSg описан ниже.

    17.1 Определение коэффициента KHbeta (метод С)

    КХб расчет состоит из последовательности нескольких шагов

    1) Расчет fsh = f(Fm, dsh, K’, л, с, б 1 , д 1 )
    2) Расчет fma = f(f Hb1 , ф Hb2 ) … [11.29]
    Значения fsh и fma (или fsh3, fca, fbe) используются для расчета значения Fbx
    . 3) Расчет Fbx = f(fsh, fma, fsh3, fca, fbe, B1, B2)
    4) Расчет yb = f(Fbx,sHlim)
    5) Расчет Fby = f(Fbx, уб)
    6) Расчет KHb = f(Fby, FM, cgb, б)

    Диапазон коэффициентов может быть задан несколькими способами и спроектированное/проверенное зубчатое зацепление должно быть хорошо понято.Нажмите «Настройка по умолчанию» для базовый дизайн. При этом расчет будет установлен на базовый условия следующим образом.

    — [17.5] … установить в соответствии с выбором [2.5]
    — [17.7, 17.8] … размеры оцениваются по размеру зубчатого колеса и настройке [18.8]
    — [17.14, 17.15] … установить согласно выбранной степени точности [2.6]

    Затем можно постепенно вводить и настраивать параметры, которые известны или могут быть оценены.

    Вы можете ввести свои собственные значения после установки флажка рядом с соответствующий ввод.

    Примечание : рекомендуется понимать ISO6336:1(2006) для квалифицированных специалистов. расчет.

    17,3 Диаметр вала (шестерня)

    Это предварительно выбранное значение, основанное на диаметре основания шестерни и минимальный диаметр вала [8.4]. Если вы знаете диаметр вала, проверьте радио кнопку и введите собственное значение.

    17.4 Тип шестерни

    Выберите тип передачи.

    17.5 Константа положения шестерни

    Выберите подходящее крепление шестерни из списка, см. рисунок. Предустановлено согласно [2.5].

    17.7 Шаг подшипников, расстояние до центра шестерни

    Значения «l» и «s» предварительно выводятся из ширины колеса и от выбранного крепления зубчатого зацепления [17.5]. После проверки радио кнопку, вы можете ввести свои собственные значения.

    17,9 — 17,12 Допуски на зубья

    Значения fsh, fsh3, fma, fca и fbe описывают деформации зубчатые колеса, допуски на колеса и монтажные допуски. значения fsh3, fca и fbe в этом расчете не учитываются и могут быть нулевыми, если вы решаете полное уравнение для вычисления Fbx  [17.15]. Значения fsh и fma можно ввести напрямую или рассчитать значения на основе параметров предыдущих строк.

    17.14 Модификация Helix

    Выберите из списка подходящую модификацию наклона зуба. Видеть ISO6336:1(2006) для более подробной информации.

    17.15 Начальная эквивалентная несоосность (до приработки)

    Выберите Fbx расчет по списку.

    1. Правильное значение
    2. Зубчатые пары, размер и пригодность пятна контакта которых не доказано, а рисунок подшипника под нагрузкой неидеален
    3.Зубчатые пары с проверкой благоприятного положения контакта узор (например, путем модификации зубьев или регулировки подшипников)
    4. Когда, кроме деформаций корпуса шестерни и вала шестерни, колесо / вал колеса и корпус редуктора, а также смещения подшипники.

    17.18 Коэффициент торцевой нагрузки (контактное напряжение)

    Нажмите кнопку «ОК», чтобы вернуться к параграфу [9.0]. В то же время, расчет KHb настраивается при расчете коэффициентов в в соответствии с ISO6336.

    17.19 Поправочный коэффициент напряжения для зубчатых колес с насечками в галтелях YSg

    Выемка зубчатого колеса (например, шлифованная выемка в переходе корня зуба вблизи критическое сечение) обычно увеличивают концентрацию напряжений, вызванную корневой переход; поэтому коэффициент концентрации напряжений выше соответственно. Если надрез расположен вблизи критического сечения, вместо YS используется коэффициент YSg.

    Заполните параметры выреза, см. рисунок.Нажав кнопку «ОК», вы возвращаетесь к параграфу [9.0] и заменяете коэффициент YS на YSg.

    Расчет SHlim и SFlim на основе ISO 6336-5, предложение свойства материала. [18]

    18.1 Тип материала

    Тип материала, для которого вы хотите определить свойства материала, может быть выбран из списка.

    18.3 Требования к качеству материала и термообработке

    Используемые соотношения указаны для трех уровней качества материала — ML, МК и МЭ.

    — ML представляет собой самое слабое качество материала и процесс его термообработки. Требования при изготовлении зубчатых колес.
    — MQ представляет собой требования, которые может удовлетворить квалифицированный производитель. с разумными затратами на производство.
    — ME представляет собой требования, которые должны быть удовлетворены для достижения высокого эксплуатационная надежность.

    18.4 Поверхностная твердость расчетного материала (диапазон твердости от — до)

    Введите твердость поверхности.Параметры материала определяются его типом и твердость. В конце строки указан диапазон твердости, для которого применимы расчеты параметров. Твердость можно ввести в различные агрегаты (HV, HB и HRC).

    18.18 Сокращенное обозначение материала.

    Если вы введете свои собственные значения материалов и добавите материал в таблицу материалов. Эта маркировка будет использоваться для выбора некоторых коэффициентов в силе. расчет.

    18.19 Название материала в таблице материалов

    Если переключатель в строке [18.5] установлен, можно войти в собственное описание материала, которое будет указано в таблице материалов и будет использоваться для выбора материала в параграфе [2.0].

    18.20 Перенос в таблицу материалов, в строку номер:

    Выберите одну из 5 строк, предназначенных для определяемых пользователем материалов из список.При переносе значений исходное содержимое в таблице материалы будут перезаписаны без предупреждения.

    Совет : Если переключатель в строке [18.5] установлен, вы можете ввести собственные свойства материалов и перенести их в таблицу материалов.

    Используйте следующую таблицу для принятия решения о способе смазки зубчатого зацепления.

    Тип смазки Периферийная скорость в
    [м/с] [фут/мин]
    Смазка в масляной ванне < 12 < 2400
    Смазка распылением под давлением > 12 > 2400
    Смазка масляным туманом > 60 > 12000
    • Смазка масляной ванной …. Исключительно i для более высоких скоростей. При более высоких скоростях необходимы определенные конструктивные изменения (отверстия, каналы и т. д.), чтобы обеспечить подачу масла к смазываемым точкам.
      Высота уровня — шестерня погружена в масляную ванну от 0,5 до 3 кратных высоты зубьев.
    • Смазка распылением под давлением …. При скорости v=20-40 м/с (от 4000 до 8000 фут/мин) масло подается к входу шестерен в зацепление; на более высоких скоростях также к выходу из зацепления (отвод тепла).Подача масла с помощью форсунок.
    • Использование масляного тумана … Выбирайте для самых высоких окружных скоростей.

    Информация о вариантах 2D и 3D графических выходов и информацию о сотрудничестве с 2D и 3D CAD системами можно найти в документ «Графический вывод, САПР системы».

    Дополнения — Этот расчет:

    Угол б, скашивание зубчатого колеса.

    Эти параметры задают фаску шестерни согласно рисунку.

    19.4 Детальный чертеж зуба и колеса.

    Помимо стандартного отображения, которое используется в чертежах узлов и деталей, также возможно нарисовать детальное изображение зуба, детализацию всего колесо, чертеж зацепления колеса и чертеж инструмента. боковая поверхность зуба рассчитывается из моделирования прикуса инструмента с обработанным колесом, которое позволяет определить точную форму зуба, включая боковую поверхность зуба.Подробный чертеж всего колеса можно использовать как документ для изготовления точную модель в системе 3D CAD или в качестве исходных данных для изготовления колеса.

    Таблица на листе « Координаты » дает координаты точек на правая сторона линии зуба в системе X,Y координаты с точкой 0,0 в центре колеса. Для перерасчета и генерировать текущие координаты согласно настройкам из пункта [19] нажмите кнопку « Обновить «.

    Принцип расчета (построения) линии зубьев:

    Производственный инструмент (В) с размерами, определенными в пункте [3], постепенно откатывается по окружности (C) с шагом угла W и образует зуб линию (А) в отдельных точках (2).

    19,5 Количество вытянутых зубьев.

    Укажите количество зубьев, которые должны быть составлены в частичном чертеже.

    19.6 Количество точек вершины зуба.

    Определить количество точек (сечений) на вершине зуба, см. рисунок [19.4], ссылка (1).
    Диапазон допустимых значений: <2 - 50>, рекомендуемый: 5

    19.7 Количество вершин боковой поверхности зуба.

    Определить количество точек (сечений), образующих полную боковую поверхность зуба, см. рисунок [19.4], ссылка (2).
    Диапазон допустимых значений: <10 - 500>, рекомендуемых: 30 и более

    Предупреждение: Если выбрано большее количество зубьев, чертеж полное зазубривание может быть довольно большим, а генерация может занять даже несколько десятков секунд.

    19.8 Перекатывание (точение) инструмента между зубьями.

    Определяет приращение угла качения (поворота) инструмента во время обработка боковой поверхности зуба см. рисунок [19.4], угол W.
    Диапазон допустимых значений: <0,02 - 10>, рекомендуемый: 0,5

    19.9 Количество копий зубов при проверке прикуса.

    Внешний зубчатый венец.

    Определяет, сколько позиций при прорисовке зацепления зубьев будет отображается.
    Допустимые значения: <3 - 100>, рекомендуемые: 20

    Внутренние зубья.

    При необходимости и целесообразности проверки зацепления зубьев, а также потенциальные столкновения зубов для внутреннего зацепления, рисунок полного зацепление наружной, а также внутренней шестерни создается для внутреннего зубчатого зацепления. В в этом случае количество копий зубьев при проверке зацепления [19.9] указывает количество копий шестерни.

    Примечание : Рисунок детали управляется настройками на линии [19.3]

    19.10 Проворачивание шестерни при проверке зацепления.

    Обеспечивает поворот шестерни между отдельными копиями шестерни, генерируется при проверке зацепления.

    Переключатель « Чертеж без осей » определяет, будут ли оси удалены в вставленный рисунок.

    19.11 Угол передачи.

    Вы можете установить угол, влияющий на первый угол зуба (зазор зуба для внутреннее зацепление) по направлению к соответствующему центру шестерни. Для нулевого угла передачи первый зуб оттянут вверх по вертикальной оси. Положительный угол поворота соответствующую шестерню против часовой стрелки. Для того, чтобы упростить установка положения (угла передачи) отдельных зубчатых колес или их частей, используются четыре кнопки в этой строке.

    • «0»…устанавливает нулевой угол
    • «180/z» … поворот шестерни на полшага
    • «/\» … поворот зуба (зазора) вверх (центрирование детали)
    • «\/» … точение зуба (зазора) вниз (центрирование детали)
    Примечание : Каждое изменение в выборе деталей [19.3] требует новой настройки угла шестерни.

    Точная модель.

    Если вам нужно создать точную модель зубьев в 3D CAD системы, действуйте следующим образом:
    1. Создать полный профиль зубьев в формате .файл dxf.
    2. Используйте файл .dxf в качестве основы для профиля зубьев (другая процедура для отдельные CAD-системы).
    3. Растянуть профиль до нужного размера.

    Пример 3D-модели

    Предупреждение: Если вы хотите имитировать винтовые зубья ( b > 0), необходимо установить соответствующий угол и растянуть сгенерированный профиль в САПР системы вместе с настройкой угла опережения.

    Информация о настройке параметров расчета и настройке языка может можно найти в документе «Настройка расчеты, изменить язык».

    Общая информация о том, как изменять и расширять рабочие книги расчетов, приведена упоминается в документе «Рабочая тетрадь (расчет) модификации».

    Дополнения — Этот расчет:

    Список материалов — Метод термической обработки
    1…Необработанные термически, отожженные нормализационно
    2…Модернизированный
    3…Цементированный, закаленный, поверхностно-упрочненный
    4…Азотированный

    Список стандартов, список литературы:

    ISO 6336-1:2006
    — Расчет грузоподъемности прямозубых и косозубых зубчатых колес. Часть 1: Основные положения принципы, введение и общие факторы влияния
    — Расчет емкости цилиндрических протезов и протезов et helicoidale — Часть 1: Принципы основания, введение и общие факты влияние
    — Výpočet únosnosti čelních ozubenych kol s přímými a šikmými zuby — Часть 1: Заводские принципы, допоручения и производства фабрики овцеводства

    ИСО 6336-2:2006
    — Расчет грузоподъемности цилиндрических и косозубых передач — Часть 2: Расчет поверхностной стойкости (питтинг)
    — Калькуляция емкости цилиндрических зубных протезов. et helicoidale — Partie 2: Расчет сопротивления на контактное давление (piqure)
    — Výpočet únosnosti celních osubených kol s přímými a šikmými zuby — Часть 2: Výpočet trvanlivosti povrchu (питтинг)

    ISO 6336-3:2006
    — Расчет грузоподъемности прямозубых и косозубых зубчатых колес — Часть 3: Расчет прочности зуба на изгиб
    — Расчет емкости цилиндрических зубных протезов et helicoidale — Partie 3: Расчет сопротивления на сгибание в пятне зуба
    — Výpočet únosnosti čelních osubených kol s přímými a šikmými zuby — Часть 3: Выпочет певности в охыбу зуб

    ИСО 6336-5:2003
    — Расчет грузоподъемности цилиндрических и косозубых колес – Часть 5: Прочность и качество материалов
    — Расчет емкости цилиндрических зубных протезов et helicoidale – Часть 5: Сопротивление и качество материалов
    — Výpočet únosnosti čelních osubených kol s přímými a šikmými zuby – Часть 5: Дайте о цене и качестве материала

    ИСО 1265
    — Металлические материалы — Преобразование значений твердости
    — Matériaux métalliques — Conversion des valeurs de dureté
    — Metallische Werkstoffe — Umwertung von Hartewerten
    — Ковровые материалы — Převod hodnot tvrdosti

    ИСО 1328-1:1997
    — Цилиндрические зубчатые колеса — Система точности ISO — Часть 1: Определения и допустимые значения отклонений, относящиеся к соответствующим боковым сторонам зубьев шестерни
    — Engrenages cylindriques — Система точности ISO — Часть 1: Определения и др. valeurs admissibles des écarts pour les flanc homologues de la denture
    — Toleranzensystem ISO — Часть 1: Toleranzen fur Flankenlinienabweichungen
    — Челни oZubená kola — Soustava presnosti ISO — Часть 1: Определение мезни училки взведены на стейнолехле боки зубу озубенего кола.

    ИСО 1328-2:1997
    Цилиндрические зубчатые колеса — Система точности ISO Часть 2: Определения и допустимые значения отклонений, относящиеся к радиальным составным отклонениям и информация о биении
    — Engrenages cyindriques — Система точности ISO, часть 2: Определения и valeurs admissibles des ecarts composés radiaux et information sur le faux-rond
    — Челни oubená кола — Soustava пржесности ISO — Часть 2: Определение годности Доволеных навыков, соответствующих радиальным кинематическим навыкам и информативным obvodovému hazení.

    ИСО 1122-1:1998
    — Словарь терминов о зубчатых передачах — Часть 1: Определения, относящиеся к геометрии
    — Vocabulaire des engrenages — Partie 1: Définitions géométriques
    — Словник терминалов osubení — Часть 1: Definice vztahující se ke geometrii

    АНСИ/АГМА 2001-D04
    АМЕРИКАНСКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ СТАНДАРТ Основные рейтинговые факторы и методы расчета для эвольвентных прямозубых и косозубых зубьев

    АГМА 908-B89
    Факторы геометрии для определения сопротивления точечной коррозии и прочности на изгиб Цилиндрические, косозубые и шевронные зубья

    ANSI/AGMA 2015-1-A01
    Система классификации точности — тангенциальные измерения для цилиндрических зубчатых колес

    АНСИ/АГМА 2015-2-А06
    Система классификации точности — радиальные измерения для цилиндрических зубчатых колес

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

     

    ^

    %PDF-1.7 % 4721 0 объект > эндообъект внешняя ссылка 4721 76 0000000016 00000 н 0000012771 00000 н 0000012921 00000 н 0000012959 00000 н 0000014123 00000 н 0000015028 00000 н 0000015067 00000 н 0000015180 00000 н 0000015295 00000 н 0000015559 00000 н 0000016551 00000 н 0000017396 00000 н 0000017513 00000 н 0000020064 00000 н 0000020910 00000 н 0000021149 00000 н 0000021941 00000 н 0000022657 00000 н 0000025308 00000 н 0000033789 00000 н 0000040926 00000 н 0000041006 00000 н 0000041120 00000 н 0000041196 00000 н 0000041321 00000 н 0000057732 00000 н 0000057773 00000 н 0000074184 00000 н 0000074225 00000 н 00000 00000 н 00000 00000 н 00000 00000 н 00000 00000 н 00000 00000 н 00000 00000 н 00000

    00000 н 00000 00000 н 00000 00000 н 00000

    00000 н 00000 00000 н 00000
00000 н 00000
    00000 н 00000 00000 н 00000
      00000 н 00000
        00000 н 00000

        00000 н 00000

        00000 н 00000

        00000 н 00000

        00000 н 00000

        00000 н 0000093765 00000 н 0000093842 00000 н 0000093919 00000 н 0000094039 00000 н 0000094190 00000 н 0000094530 00000 н 0000094587 00000 н 0000094705 00000 н 0000094782 00000 н 0000099210 00000 н 0000099251 00000 н 0000166033 00000 н 0000166361 00000 н 0000176115 00000 н 0000185869 00000 н 0000199085 00000 н 0000694493 00000 н 0000699113 00000 н 0000703733 00000 н 0000740567 00000 н 0000884445 00000 н 00008

        00000 н 0000899153 00000 н 0000980131 00000 н 0001365116 00000 н 0000001816 00000 н трейлер ]/предыдущая 436

        >> startxref 0 %%EOF 4796 0 объект >поток h{XȲPC*L(* AwPAQqׂײ}ZQlk˾Eŵm,~?\W3sz

        .

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован.