Продажа квадроциклов, снегоходов и мототехники
second logo
Пн-Чт: 10:00-20:00
Пт-Сб: 10:00-19:00 Вс: выходной

+7 (812) 924 3 942

+7 (911) 924 3 942

Содержание

Кинематический анализ редуктора

Рассмотрим общий порядок кинематического анализа редукторов:

Среди заданных зубчатых редукторов имеются планетарные, составные и замкнутые дифференциальные механизмы. В планетарных (W=1) и дифференциальных (W=2) передачах оси отдельных колес (сателлитов) являются подвижными.

Для решения задачи необходимо разделить механизмы на части, выделив планетарные и дифференциальные, и для каждой части написать уравнение передаточного отношения, используя соответствующий метод.

При решении планетарных и дифференциальных механизмов применяется метод обращения движения (метод остановки водила) – всем звеньям придается дополнительная угловая скорость (-ωH) в результате чего получается обычный механизм с неподвижными осями колес, так как водило Н будет иметь скорость ωH—ωH=0. Общее передаточное отношение сложного механизма определяется решением полученной системы уравнений.

Другие примеры решений >
Помощь с решением задач >

В задании входным звеном является колесо «а», выходным – звено I, поэтому искомым является передаточное отношение ia1 В рассматриваемом примере (рисунок 12) ось колес 8-8′ является подвижной (8-8′ – сателлиты). Они входят в зацепление с колесами 7 и 9, которые называются центральными.

Рисунок 12 — Схема редуктора

Таким образом колеса 7, 8, 8′, 9 и водило Н (звено, соединяющее ось сателлитов с центральной осью) составляют планетарную передачу, а весь механизм делится на три части:  – обычная зубчатая пара, 7, 8, 8′, 9 – планетарная часть, 10, 11,1 – обычная (рядовая) передача.

Запишем уравнения для рядовых передач:

Для планетарной части, после остановки водила “Н”, колеса 7, 8, 8′, 9 будут иметь скорость соответственно: ω7—ωH, ω8—ωH, ω8′—ωH, ω9—ωH а передаточное отношение между центральными колесами

Из (1) ωb=-8/9ωa

а из (2) ω10=-4ω1 и с учетом ωb7; ωH10; ω9=0 подставляем в уравнение (3):

Преобразуем (4), разделив почленно числитель и знаменатель на ω1:

Геометрический расчет пары зубчатых колес, нарезанных стандартным инструментом реечного типа >
Курсовой проект по ТММ >

Двухступенчатый планетарный редуктор — Большая Энциклопедия Нефти и Газа, статья, страница 2

Двухступенчатый планетарный редуктор

Cтраница 2


Состоит из корпуса, ротационного двигателя, двухступенчатого планетарного редуктора, стакана, механизма реверсирования с неподвижным корпусом и патрона с набором сменных гаек.  [17]

Пневмопривод представляет собой пневматическую-машину пистолетного типа с двухступенчатым планетарным редуктором.  [18]

Вращение ротационного двигателя в реверсивной машине И-118 передается через

двухступенчатый планетарный редуктор шпинделю, имеющему гнездо, обработанное под конус Морзе, для закрепления рабочего инструмента или переходника.  [19]

Вращение от вала ротора, установленного на двух шарикоподшипниках, через двухступенчатый планетарный редуктор и шпиндель передается сверлу. Каждая ступень редуктора имеет неподвижную шестерню с внутренними зубьями и водило с двумя сателлитами, установленными на осях. Шпиндель, являющийся одновременно во-дилом последней ступени редуктора, вращается на двух шарикоподшипниках и имеет внутрений конус Морзе № 1 для крепления сверл с коническими хвостовиками.  [21]

Двухступенчатые циклоредукторы имеют передаточные отношения примерно такие же, как и двухступенчатые планетарные редукторы. При использовании одноступенчатого цикло-редуктора для получения необходимого передаточного отношения центральный эксцентриковый валик должен вращаться с определенной скоростью.  [22]

Построение приведенной динамической схемы механической системы, содержащей простые зубчатые передачи и двухступенчатый планетарный редуктор, производится тю правилам, изложенным выше при рассмотрении одноступенчатых передач.  [23]

На отечественных центрифугах, а также на горизонтальных центрифугах фирмы Робатель СЛПИ ( Франция) используются двухступенчатые планетарные редукторы. Некоторые зарубежные фирмы на крупнотоннажных центрифугах применяют рядовой дифференциальный редуктор с косозубыми шестернями. Следует отметить что простой, но малоэффективный рядовой дифференциальный редуктор сохранился только у тихоходных центрифуг ( фактор разделения менее 250), предназначенных для угольной промышленности.  [24]

КПД зубчатой передачи ориентировочно равен т ], TIP 0 97 для двухступенчатого переборного редуктора и т ] п 1 ] Р 0 — 98 для двухступенчатого планетарного редуктора.  [25]

При нажатии на курок сжатый воздух попадает в рабочую полость пневмодвигателя. Вращение ротора через двухступенчатый планетарный редуктор и шпиндель передается сверлу.  [26]

При отсутствии перегрузки редуктора центральная шестерня 2 не вращается, так как ее удерживает защитное устройство редуктора. Такая кинематическая схема двухступенчатого планетарного редуктора обеспечивает вращение водила второй ступени с необ ходимым относительным числом оборотов, которое передается шнеку с помощью шлицевого промежуточного валика. Оба водила и центральная шестерня 2 первой ступени вращаются на шарикоподшипниках, а шестерни-сателлиты — на подшипниках скольжения.  [27]

При отсутствии перегрузки редуктора центральная шестерня 2 не вращается, так как ее удерживает защитное устройство редуктора. Такая кинематическая схема двухступенчатого планетарного редуктора обеспечивает вращение водила второй ступени с необходимым относительным числом оборотов, которое передается шнеку с помощью шлицевого промежуточного валика. Оба водила и центральная шестерня 2 первой ступени вращаются на шарикоподшипниках, а шестерни-сателлиты — на подшипниках скольжения.  [28]

Электродвигатель / приводит в движение основной вал 2стенда, смонтированный на роликоподшипниках. В этот вал встроен двухступенчатый планетарный редуктор 3, управляющий перемещением эксцентриковой шайбы 4 на выходном конце вала.  [29]

Страницы:      1    2    3

Кинематическая схема планетарного редуктора — Мастерок

На чтение 10 мин Просмотров 39 Опубликовано

Механизмы, включающие неподвижные колёса, называются планетарными (рис. 4.12). Они состоят из центральных колёс 1 и 3, оси которых совпадают, водила Н и сателлита 2 (их может быть несколько). Сателлит вращается относительно своей оси и одновременно обкатывается вокруг колеса 1. Зубья колеса 1 нажимают на зубья колеса 2 и поворачивают его относительно неподвижного (опорного) колеса 3. При этом сателлит нажимает на свою ось и заставляет водило Н вращаться.

План линейных скоростей

Рис. 4.12. Планетарный механизм

Кинематический анализ планетарных механизмов

Кинематический анализ планетарных механизмов выполняется по методу Виллиса, основанному на остановке водила. Для этого всей планетарной передаче (рис. 4.12) мысленно сообщается вращение с угловой скоростью водила, но направленной в обратную сторону, т.е. – ωН. Таким образом, получается обращенное движение, при котором водило мысленно останавливается, а другие колёса освобождаются. Преобразованный механизм представляет собой рядовой зубчатый механизм, скорость звеньев в котором составляет ωН = 0; ω1 (н) =ω1 (3) – ωН (3) ; колесо 3 было неподвижно, а в преобразованном механизме его угловая скорость равна ωН (3) .

Верхний индекс показывает неподвижное звено. Мысленная остановка водила равноценна вычитанию его угловой скорости из угловых скоростей подвижных колёс. Передаточное отношение в преобразованном механизме в итоге представляется как

. Но поскольку ω3 (3) = 0, то получается

, откуда передаточное отношение планетарного механизма будет . При этом .

В обращенном механизме сателлит 2 является «паразитным» колесом и лишь изменяет направление вращения ведомого колеса. Окончательно будем иметь:

В общем виде формула Виллиса представляется как

где n и l – центральные колёса. При этом

При графическом методе определения передаточных отношений в планетарном механизме строятся планы линейных и угловых скоростей (рис. 4.12). Тогда

.

Из плана угловых скоростей:

где μω – масштабный коэффициент плана угловых скоростей.

Передаточное отношение i1-н (3) оказывается положительным, так как отрезки ирасполагаются по одну и ту же сторону от вертикалиOF.

Наиболее распространённые схемы планетарных механизмов

Основные схемы планетарных механизмов представлены на рис. 4.13. В этих схемах неподвижным колесом может быть колесо 3 либо колесо 1.

Рис. 4.13. Основные схемы планетарных механизмов

Схема 1. Планетарная передача (Джемса) работает как силовой редуктор, т.е. уменьшает угловую скорость входного звена, если водило является выходным. Передаточное отношение .

Наименьшие габариты механизм имеет при i1-H (3) = 4. Максимальное передаточное отношение можно получить в случае, когда неподвижным звеном является большое центральное колесо.

Эта передача работает как мультипликатор, т.е. увеличивает угловую скорость, когда входным звеном является водило. Направление угловой скорости входного звена в механизме не изменяется.

Схема 2. Редуктор со сдвоенными сателлитами по габаритам мало отличается от редуктора Джемса при i1-H (3) = 7. Передаточное отношение передачи .

Направление вращения выходного звена совпадает с направлением угловой скорости входного колеса.

Схема 3. Редуктор Давида применяется в несиловых передачах, в основном в приборостроении. Передаточное отношение равно

.

Схема 4. Редуктор Давида понижает скорость только при передаче от водила Н к колесу 1. Он имеет меньшие габариты по сравнению со схемой 3, но изготовление колёс с внутренним зацеплением более затруднительно. Передаточное отношение равно

.

В редукторах Давида (схемы 3 и 4) знак передаточного отношения всегда отрицательный, т.е. входное и выходное звенья вращаются в разные стороны.

Описание схемы зубчатого механизма с планетарной ступенью и данные для расчета

Механизм состоит из простой зубчатой передачи колеса 1 и 2, и планетарной ступени, включающие центральное положение зубчатого колеса 2 I , блок сателлитов 3 и 3 I совершающие сложное движение, водило Н, вращается вокруг неподвижной оси, на котором свободно вращаются сателлиты, и зубчатое неподвижное колесо 4, называемое солнечным.

Таблица 10. Исходные данные

Частота вращения карданного вала

Передаточное отношение между кривошипом и карданным валом

Лабораторная работа 22

Цель работы: изучить кинематическую схему и конструкцию планетарного редуктора, определить его кинематические параметры и КПД при различных режимах работы.

Краткие теоретические сведения

Механизмы зубчатых передач с подвижными осями. В трехзвенном зубчатом механизме (рис. 4.2.1) зубчатое колесо 1 неподвижно, зубчатое колесо 2 имеет подвижную ось 2. Звено Н входит во вращательные пары со стойкой 2 с зубчатым колесом 2. При вращении звена Н с угловой скоростью сон колесо 2 обегает неподвижное колесо 7, вращаясь с угловой скоростью 002 вокруг мгновенного центра вращения Р. Колесо 1

называется центральным колесом, колесо 2 – сателлитом, звено Н – води- лом. Связь между угловыми скоростями со2 и со# устанавливается следующим образом: для скорости vi точки 2, являющейся общей для колеса 2 и водила /7, имеем

Следовательно, передаточное отношение

Из этих равенств видно, что i2H есть передаточное отношение при неподвижном колесе 7, a i2 – передаточное отношение трехзвенного зубчатого механизма с колесами, имеющими неподвижные оси, т. е. при неподвижном водиле Н. В дальнейшем, чтобы знать, у какого неподвижного звена определять то или иное передаточное отношение, будем в скобках ставить индекс того звена, которое неподвижно:

Простейший планетарный редуктор, состоящий из четырех звеньев, можно получить из планетарного механизма, если в него ввести еще одно зубчатое колесо 3 с осью 03, входящее в зацепление с сателлитом 2 (рис. от вала 03 к валу Он определяют по формуле

Если ввести в это уравнение радиусы начальных окружностей гьг2, г3 или числа зубьев zb z2, z3, то формула примет вид

Передаточное отношение от водила Н к колесу 3 редуктора находят по выражению или

Рассмотренный нами планетарный редуктор называется редуктором Джемса (рис. 4.2.2). Планетарный редуктор такого типа можно составить также из круглых конических колес (рис. 4.2.3).

Передаточное отношение редуктора с коническими колесами (рис. 4.2.3) определяют по формулам (4.2.5)-(4.2.8). Планетарный редуктор, выполненный по схеме, показанной на рис. 4.2.4, называют редуктором Давида. Передаточное отношение от вала 03 к валу Он находят по формуле

Рис. 4.2.3. Планетарный редуктор Джемса с коническими колесами

Рис. 4.2.4. Планетарный редуктор Давида

Из этого равенства следует, что если подобрать числа зубьев zb z2, z2, z3 колес 7, 2, 2‘, 3 так, чтобы второй член в уравнении был близок к единице, то передаточное отношение может быть весьма мало. Возможна модификация редуктора Давида (рис. 4.2.5) с сателлитом, входящим в два внутренних зацепления. Обычно в этой модификации ведущим является водило Я, и передаточное отношение /яз от вала Он к валу 2 определяют по формулам

Рис. 4.2.5. Модификация планетарного редуктора Давида

Сателлитные механизмы с двумя или более степенями подвижности называют дифференциальными механизмами (или просто дифференциалами). Примером такого дифференциала может служить механизм, у которого соосны колеса 7, 2 и водило Я (рис. 4.2.6).

Колеса 7, 2 и водило Я вращаются с угловыми скоростями соь со2 и соя. Число подвижных звеньев в механизме п = 4, число вращательных пар V класса р5 = 4. Это три пары , 2 и Он, в которые входят звенья 7, 2 и Я со стойкой, и пара 03, куда входят водило Я и звено 3. Число пар IV класса р4 = 2. Это входящие в зацепление колеса 7, 3 и 3, 2. Следовательно, по структурной формуле число степеней подвижности механизма

Таким образом, для определенности движения механизма необходимы законы движения двух звеньев. Выбор последних может быть произвольным. Например, можно задаться законом движения звеньев 2 и Я, т. е. законами изменения углов поворота ср2 и сря звеньев 2 и Н. Тогда угол поворота звена 1

По правилу дифференцирования сложных функций с несколькими переменными получаем

Рис. 4.2.6. Простейший дифференциальный механизм

Из вышеописанного получим

Уравнение (4.(со2 -соя) или

где щ,П2Ипн соответственно частота вращения звеньев 1,2 иН.

Эта формула является формулой Виллиса для дифференциалов.

Коэффициент полезного действия. В планетарных передачах КПД зависит от величины потерь во всех зацеплениях, а также от величины и знака передаточного отношения. Значение коэффициента потерь в каждом из зацеплений планетарного редуктора рассчитывают по формуле

где zi и z2 – числа зубьев первого и второго зубчатых колес; /- коэффициент трения в зубчатом зацеплении.

При консистентной смазке для открытых зубчатых передач /= ОД. 0,16. В формуле (4.2.17) знак (+) означает внешнее зацепление, (-) – внутреннее.

Полный коэффициент потерь во всех зацеплениях передачи

КПД исследуемой планетарной передачи рассчитывают по формуле

Приборы и принадлежности: прибор типа ДП5А для изучения работы планетарного редуктора, секундомер.

Устройство и работа установки. Прибор ДП5А изображен на рис. 4.2.7. Все узлы смонтированы на литом основании 16, внутри которого расположены блоки управления прибором.

Узел электродвигателя смонтирован на литом кронштейне 17. Статор электродвигателя 3 установлен в двух шарикоподшипниковых опорах 2 и 6 (балансирный электродвигатель). Ротор электродвигателя упругой муфтой 7 соединяют с входным валом редуктора.

К левой стороне кронштейна 17 закреплен цилиндрический корпус 1, в котором установлен тахометр, измеряющий частоту вращения ротора электродвигателя.

Рис. 4.2.8. Кинематическая схема планетарного редуктора

Рис. 4.2.7. Установка ДП5А

В передней части кронштейна смонтировано измерительное устройство, состоящее из тензооболочки 5, индикатора 4 и державки индикатора. Этим устройством воспринимается и измеряется реактивный момент электродвигателя.

Испытуемый планетарный редуктор 9 представлен шестью зубчатыми колесами (рис. 4.2.8). Ведущее зубчатое колесо (zx = 17) вращается вокруг своей оси, а центральное колесо 3 (z3 = 87) жестко связано

с корпусом редуктора. Водило Н с двумя парами сателлитов (z2 = 87) h(z2‘= 17), находящимися в зацеплении с центральными колесами, выполнено совместно с валиком, который муфтой 10 соединен с нагрузочным устройством.

На верхней части корпуса находится легкосъемная крышка 6 из органического стекла.

Масляная ванна в редукторе отсутствует, зацепления смазывают консистентной смазкой.

Нагрузочное устройство, имитирующее рабочую нагрузку редуктора, представляет магнитный тормоз.

При подаче тока в обмотку электромагнита магнитная смесь, заполняющая внутреннюю полость тормоза, оказывает сопротивление вращению ротора, т. е. создает тормозной момент на выходном валу редуктора, одновременно поворачивая статор в опорах 77 и 75, который деформирует плоскую пружину 14 измерительного устройства, связанную с индикатором 13. Панель управления 18 установлена на лицевой стороне основания 16. Здесь расположены тумблеры включения питания электродвигателя 19 и тормозного устройства 27, предохранители, сигнальная лампа и потенциометры регулирования частоты ротора электродвигателя 20 и величины тормозного момента 22.

  • 1. Нельзя включать установку в электросеть без разрешения преподавателя.
  • 2. Запрещается включать установку со снятой крышкой 77 редуктора.
  • 3. Во время работы запрещается притрагиваться к вращающимся частям установки.
  • 4. Перед включением тумблеров «Двигатель» и «Тормоз» потенциометры 27, 22 повернуть против часовой стрелки до упора.
  • 5. При включении прибора в сеть следить за соблюдением полярности.
  • 6. Тумблер «Тормоз» включать только на время соответствующих замеров.

Порядок выполнения работы

  • 1. Снять крышку 8, изучить внутреннее устройство редуктора и вычертить на ватмане или миллиметровой бумаге его эскиз.
  • 2. Подключить прибор к сети с помощью вилки. Включить тумблер «Двигатель». Потенциометром 20 установить частоту вращения электродвигателя п = 1 000 об/мин.
  • 3. По нанесенной на выходном валу редуктора риске в течение 2 мин подсчитать число оборотов (п2). Время фиксировать по секундомеру. Опыт повторить трижды.
  • 4. Подсчитать передаточное число редуктора по частоте вращения валов и результаты занести в табл. 4.2.1.

5. По формуле (4.2.11) вычислить теоретическую величину передаточного отношения редуктора и результаты занести в табл. 4.2.1.

Расчет и проектирование планетарного редуктора 2к-h типа А

Расчет и проектирование планетарного редуктора 2к-h типа А

Доступные файлы (7):

n1.doc

Введение
Планетарным зубчатым называют механизм, содержащий зубчатые колеса с перемещающимися осями, именуемые сателлитами.

Передача (рис.1) состоит из центрального колеса с наружными зубьями (солнечной шестерни) (1), центрального колеса с внутренними зубьями (3), водила (H) и сателлитов (2). Сателлиты устанавливаются в водило H, ось вращения которого называется основной.

Для краткого обозначения планетарных механизмов широко используются классификационные формулы, в которых указывается число и вид основных звеньев.

Механизмы 2А-h (рис. 1) это планетарные механизмы с одновенцовыми сателлитами, у которых в качестве основных звеньев имеются два центральных колеса и водило.

Рис.1. Кинематическая схема планетарного редуктора

1- центральное колесо с наружными зубьями; 2- сателлитов; 3- центральное колесо с внутренними зубьями; Н — водило
РАСЧЕТ ПЛАНЕТАРНОГО РЕДУКТОРА

Задание:
Спроектировать планетарный редуктор по схеме, показанной на рис. 1.

Момент на выходном валу редуктора Т = 260 н*м.

Передаточное отношение редуктора iр = i1H(3) = 6.

Угловая скорость ведущего вала 1 = 230 рад/с.

Режим работы — средний нормальный, время работы передачи- t= 10000 ч.
Расчет и конструирование
1. Кинематический расчет
1.1. Определение чисел зубьев колес

Уравнение для определения числа зубьев редуктора
Z1:Z2:Z3:=1 🙁 i1H(3) -2)/2:( i1H(3) -1): i1H(3) /nw,
где— z1 число зубьев солнечной шестерни;

z2-число зубьев сателлитов;

z3— число зубьев центрального колеса с внутренними зубьями;

nw -число сателлитов;

 -целое число.

Принимаем число сателлитов nW = 3, что должно обеспечить получение компактной конструкции и равномерность распределения нагрузки по сателлитам.

i1H(3) — передаточное отношение редуктора.

Обозначение передаточного отношения, связывающего относительные угловые скорости двух звеньев, имеет три индекса: два внизу, соответствующие обозначениям этих звеньев (первый из них относится к звену, угловая скорость которого в числителе), и один вверху, соответствующий звену, относительно которого взяты угловые скорости. Например, запись i1H(3) означает передаточное отношение между звеньями 1(центральным колесом с наружными зубьями) и H (водилом) в движении относительно колеса 3 (центральным колесом с наружными зубьями), которое неподвижно. Передаточное отношение имеет знак плюс, если направления вращения связываемых им звеньев совпадают.
При i1H(3) = 6 уравнение для определения числа зубьев редуктора будет выглядеть

Z1:Z2:Z3:= 1 : 4/2 : 5 : 6/3.

Числа зубьев колес выражаем через z1 – число зубьев центрального колеса:
z3 = (i1H(3) – 1) z1 = (6-1) Z1 = 5Z1;
z2 = (i1H(3) /2 — 1)z1 = (6/2 -1) Z1 = 2Z1;
 = (i1H(3) / nw)z1 = 6/3 Z1 = 2Z1.
Подбором (учитывая при этом, что должно соблюдаться неравенство z1і17) находим, что z1, z4 и  будут целыми числами при

z1 = 18;

z3 = 90;

z2 = 36.
1.2. Проверка правильности выбора чисел зубьев

При проектировании планетарных передач следует соблюдать три условия собираемости:

1. Условие соосности валов центральных колес. Для этого в передачах, выполненных без смещения производящего контура, число зубьев колес должно удовлетворять условию

z3=z1+2z2.
В передачах со смещением производящего исходного контура условие соосности проверяют равенством межосевых расстояний колес:
Аw12w23,
где Аw12 -межосевое расстояние между сателлитом 2 и солнечным колесом 1;

Аw23 -межосевое расстояние между сателлитом 2 и корончатым колесом 3.
2. Вхождение зубьев в зацепление при равных углах расположения

сателлитов.

Для этого сумма чисел зубьев колес 3(корончатого) и 1(солнечного) должна быть кратна числу сателлитов:

z3+z1/nw=g,

где nw-число сателлитов; g — целое число.
3. Условие соседства. Необходимо, чтобы соседние сателлиты не задевали при вращении зубьями друг друга:
da2w12sinp/ nw;

z2+21+z2) sinp/ nw,
где da2-диаметр окружности выступов сателлитов 2.

Разность между 2Aw12sinp/ nwиda2 должна быть больше 2,5мм.

1.2.1. Фактическое передаточное число редуктора при принятых числах зубьев
ip = i1H(3) = 1 + z3/z1 = 1+90/18 = 6.
1.2.2. Условие соосности (числа зубьев сателлитов):
z2 = (z3-z1)/2 = (90-18)/2=36.
1.2.3. Условие сборки:
 = (z3+z1) / nw = (90+18)/3=36 (целое число).
1.2.4. Условие соседства:
z4sin(180о/ nw) — z2[1 + sin(180о/ nw)] = 90 sin60 –36(sin60 +1)= 10,77>2.
1.3. Определение угловых скоростей

При исследовании кинематики планетарных передач широко используют метод остановки водила- метод Виллиса. Всей планетарной передаче мысленно сообщается вращение с частотой вращения водила, но в обратном направлении. При этом водило как бы затормаживается, а все другие звенья освобождаются. Получаем так называемый обращенный механизм, представляющий собой простую передачу, в которой движение передается от 1 к 3 через паразитные колеса 2:

i31H=1+z3/z1 = 1+90/18= 6.
Угловая скорость водила (абсолютная):
wН(3) = w1 / i1H(3) = 210/6= 35 с-1.

nН(3) =30*wН(3)/= 30*35/3,14=334,23 об/мин.
Угловая скорость солнечного колеса в относительном движении:

w1(Н) = w1 -wН = 210-35 =175 с-1.
Передаточное отношение между солнечным колесом и сателлитом в относительном движении (при остановленном водиле):
i12(H)=
Частота вращения солнечного колеса:

об/мин.

Частота вращения сателлита:

Планетарный редуктор: принцип работы, характеристики и разновидности этого устройства


В классе редукторных механизмов планетарные редукторы занимают особое место. При довольно простой конструкции они могут создавать высокие передаточные числа и выдерживать значительные нагрузки. В чем особенность таких мотор-редукторов, как они работают и почему им отдают предпочтение крупные отрасли (приборо- и машиностроение, производство станков)? Разберемся.

Назначение и конструкция редуктора

Служит редуктор для обеспечения понижения передачи и при этом повышения силы крутящего момента. Для обеспечения работы этого механизма вращающийся вал присоединяется к его ведомому элементу.

Это устройство в классическом исполнении состоит из червячных или зубчатых пар, центрирующих подшипников, различных уплотнений, сальников и т.д. Примером планетарного редуктора является шариковый подшипник. Корпус устройства сложен из двух элементов:

  • крышки;
  • основания.

Смазка всех составных элементов этого устройства производится путем разбрызгивания масла, но в некоторых особенных устройствах это осуществляется при помощи масляного насоса в принудительном порядке.

Обслуживание и ремонт

Компактные размеры и высокая эффективность планетарного редуктора – это результат его устройства, которое предполагает большое количество прямых контактов зубьев. А такие контакты при постоянной работе приводят к быстрому истиранию мелких деталей. Именно поэтому ресурс и качество долгосрочной работы становятся производной правильного обслуживания оборудования. Этот вид механизма требует большего внимания, чем многие аналоги. В центре сервисной программы:

  • Контроль уровня и регулярное добавление масла. Смазка, заливаемая в корпус, работает на решение 2 главных проблем: интенсивной выработки тепла и истирания малых деталей (зубьев). Со временем она вырабатывается, засоряется металлической стружкой, теряет основные качества. Потому требует периодической полной замены или долива. Для планетарной передачи редуктора особенно важен грамотный выбор смазочного материала (по рекомендации производителя).
  • Профессиональный плановый и внеплановый ремонт. Его должны производить специалисты, которые умеют работать с данным классом устройств. Часто в рамках регулярного или срочного ремонта проводится замена подвижных деталей – их выбор тоже необходимо производить с учетом рекомендаций компании, которая изготовила мотор-редуктор.
  • Постоянный контроль состояния. Регулярная диагностика позволит выявить большинство поломок на раннем этапе и тем самым снизить риски технико-технологических процессов, в которых используется планетарный редуктор. Частые признаки неисправностей, которые можно определить, не имея специальных знаний: сильные нехарактерные шумы, усиливающаяся вибрация, работа рывками, перегрев корпуса.


Принцип работы

То, как будет функционировать этот агрегат зависит от кинематической схемы привода. Так подводку вращательного движения можно осуществлять к любому элементу этой системы, а снятие производить с какого-либо из оставшихся. Передаточное число зависит от того, согласно какой схемы организована подводка и съем вращательного движения.

Понимание того, как работает подобный редуктор, позволяет оценить сложность ремонта и восстановления.

Как правильно переключать передачи при движении на велосипеде с планетарной втулкой

Однако, если каждый тормоз наносится на каждое солнце одновременно, передача блокируется и не вращается. Каждый рычаг ограничивает вращение или останавливает свою соответствующую солнечную шестерню, взаимодействуя с ступенчатой ​​областью солнечной шестерни, так что рычаг входит в зацепление с поверхностью ступени и ограничивает вращение солнца в одном направлении. Механизм может зацеплять солнечные шестерни радиально снаружи или радиально внутри в зависимости от требуемой конфигурации.

По мере изменения профиля рычаги перемещаются либо в качестве тормоза, либо в открытом состоянии, и обеспечивают свободное перемещение соответствующей солнечной шестерни. Сдвиговый кулачок 600 входит в зацепление с валиками 601 сдвига. Каждый валик сдвига 601 входит в зацепление с соответствующей подушкой или элементом 602. Шестерня Р2 закреплена на валу 201. Тормоз 1 содержит элемент 901 сдвига, который входит в зацепление с зубьями 212.

Велосипедами с планетарной втулкой это очень удобно управлять, и езда с этими приспособлениями очень упрощается, поскольку не возникает проблем с переключением скоростей. Поскольку эти приспособления сами переключают скорость, когда это необходимо. Однако следует ознакомиться с определенными принципами и правилами переключения скоростей:

  1. Лучше всего совершать переключение передачей, когда давление с цепи полностью снято, в противном случае можно просто не переключиться и сломать весь механизм и порвать цепь;
  2. Передачу нужно повышать прямо перед горой, а не во время преодоления ее;
  3. Не следует переключаться одновременно на несколько передач. Все нужно делать последовательно – сначала нужно переключать первую передачу и немного разогнаться, затем вторую по такому же принципу следует переходить на третью и так далее. Весь принцип работы такой же, как и у автомобильной коробки передач;
  4. Необходимо избегать все возможных перекосов цепи.

Процесс переключения:

  • У всех современных велосипедах, в передней части расположены 2-3 звезды, а в задней 8-10 звезд;
  • Нумерация звезд от 1 до 3 происходит в сторону увеличения звезд, а нумерация задних звезд от 1 до 6, в сторону уменьшения звезд.

Для того чтобы этот процесс стал ясен, можно рассмотреть на примере велосипеда с приводом 3х8:

  • Большую переднюю звезду нужно использовать при движении на ровном асфальтовом покрытии. Совместно с этой звездой необходимо использовать задние звезды с номерами 8 до 4;
  • Среднюю переднюю звезду применяют при движении на грунтовой дороге, с плохим асфальтовым покрытием. С ней используются задние звезды с 6 по 2;
  • Маленькую переднюю звезду используют при езде на крутых подъемах и спусках, по ухабам и кочкам. С ней используют задние звезды с 5 по 1.

Разновидности планетарных редукторов

В зависимости от количества ступеней, которые они имеют планетарные редукторы подразделяют на:

  • одноступенчатые;
  • многоступенчатые.

Одноступенчатые более простые и при этом компактнее, меньше по размерам в сравнении с многоступенчатыми, обеспечивают более широкие возможности по передаче крутящего момента, достижения разных передаточных чисел. Обладающие несколькими ступенями являются достаточно громоздкими механизмами, при этом диапазон передаточных чисел, которые ими могут быть обеспечены, существенно меньше.

В зависимости от сложности конструкции они могут быть:

  • простыми;
  • дифференциальными.

Кроме этого, планетарные редукторы в зависимости от формы корпуса, используемых элементов и внутренней конструкции могут быть:

  • коническими;
  • волновыми;
  • глобоидными;
  • червячными;
  • цилиндрическими.

Через них может передаваться движение между параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися валами.

Достоинства и недостатки

Широкая область применения прежде всего связана с основными преимуществами механизма. Многие свойства такие же, как у цилиндрического варианта исполнения, так как в обоих случаях применяются шестерни. Преимущества следующие:

  1. Компактность. Многие модели характеризуются небольшими размерами, за счет чего упрощается установка. Небольшие габаритные размеры также позволяют создавать механизмы с небольшой массой. За счет этого существенно повышается эффективность рассматриваемого устройства.
  2. Сниженный уровень шума. Это свойство достигается за счет установки конических колес с косым зубом. За счет применения большого количества зубьев также обеспечивается точность хода основных элементов. Даже при большой нагрузке и скорости вращения основных элементов сильного гула не возникает, что и стало причиной широкого распространения планетарных редукторов.
  3. Малая нагрузка, оказываемая на опоры. Обычные редуктора характеризуются тем, что нагрузка оказывается на вал, который со временем может сорвать. Также нагрузка оказывает влияние на подшипники, повышая степень их износа. Со временем все приведенные выше причины приводят к необходимости выполнения обслуживания.
  4. Снижается нагрузка на зубья. Это достигается за счет ее равномерного распределения и большого количества задействованных зубьев. Часто встречается проблема, связанная с истиранием рабочей части зубьев. За счет этого они начинают не плотно прилегать друг к другу, последствия подобного явления заключается в повышенном износе и появлении шума.
  5. Обеспечивается равномерное разбрасывание масла на момент работы. Как и при функционировании любого другого редуктора, в рассматриваемом случае большое значение имеет степень смазки рабочей поверхности.
  6. Длительный эксплуатационный срок. Особенности расположения сателлитов приводит к взаимному компенсированию оказываемой силы.
  7. Повышенной передаточное отношение. Этот показатель считается основным. Передаточное соотношение может варьировать в достаточно большом диапазоне.

В целом можно сказать, что есть довольно большое количество причин, по которым применяется именно подобный механизм для передачи вращения. КПД планетарного редуктора относительно невысокое, что можно назвать существенным недостатком подобного варианта исполнения. Кроме этого, коэффициент полезного действия существенно падает при непосредственном использовании устройства, так как со временем оно изнашивается.

Кроме этого следует уделить внимание тому, что планетарный редуктор является сложной конструкцией, при изготовлении и установке которой возникают трудности.

Незначительное отклонение в размерах становится причиной уменьшения основных свойств, а также появления серьезных неисправностей.

Характеристики основных разновидностей этого устройства

Цилиндрические

Самые распространенные. Коэффициент полезного действия этих устройств достигает 95%. Они могут обеспечивать передачу достаточно больших мощностей. Передача движения осуществляется между параллельными и соосными валами. Они могут оснащаться прямозубными, косозубными и шевронными зубчатыми колесами. Коэффициент передачи может колебаться в пределах от 1,5 до 600.

Конические

Такое название они носят потому, что в них используются шестеренки, которые имеют коническую форму. Это обеспечивает плавность сцепки и способность выдерживать достаточно большие нагрузки. Могу иметь одну, две и три ступени. Валы в этой разновидности редукторов могут располагаться как горизонтально, так и вертикально.

Волновые

Они представляют собой конструкцию с гибким промежуточным числом. Состоят они из генератора волн, эксцентрика или кулачка, который обеспечивает растяжение гибкого колеса до достижения его контакта с неподвижным. При этом гибкое колесо имеет наружные зубья, а неподвижное — внутренние.

К достоинствам такого типа редукторов относится:

  • плавность хода;
  • высокое передаточное число;
  • возможность передачи движения через герметичные и сплошные стенки.

Они могут быть одно- и многоступенчатыми. Высокоскоростные оснащены подшипниками скольжения, а низкоскоростные — подшипниками качения.

Рабочий процесс

Если вращать коронную шестерню, соединенную с ведущим валом, при свободно вращающейся на подшипниках солнечной шестерне, то водило, соединенное с ведомым валом, не будет вращаться. В этом случае сателлиты будут передавать вращение солнечной шестерне в обратном направлении с передаточным числом, которое зависит от соотношения диаметров сцепленных шестерен.
В случае если солнечную шестерню затормозить, то при вращении коронной шестерни, сателлиты, обкатываясь по неподвижной солнечной шестерне, будут вести за собой водило, вращая ведомый вал с необходимым передаточным числом.

Если же жестко соединить между собой солнечную шестерню и водило, например, при помощи муфты сцепления, планетарный механизм будет замкнут — заблокирован и начнет вращаться, как одно целое. При этом число оборотов ведущего и ведомого валов будет одинаковым, передаточное число равно 1,0.

Возможны и другие случаи использования планетарной передачи, когда ведущая часть — солнечная шестерня, а ведомая — коронная.

Рассмотренная простейшая планетарная передача, у которой сателлиты одновременно входят в зацепление с солнечной и коронной шестернями, носит название передачи с внешним и внутренним зацеплением.

Ремонт редуктора своими руками

Ремонт редуктора своими руками является весьма непростой задачей. Так, данный механизм очень непростой и состоит из множества частей. При ремонте своими руками часто можно даже при разборке не ведая, что внутри просто растерять целую кучу маленьких деталей, например, иголки моментально рассыпаются и теряются. Ремонт планетарного редуктора лучше всего оставить профессионалам.

Как и все редукторы, он может быть как одноступенчатым, так и многоступенчатым. Если Вы собираетесь приобрести механизм данного типа, то лучше всего покупать его у проверенных производителей, так как ремонт своими руками очень затруднен, а если он будет часто выходить из строя, то денег на него будет уходить много. В данной статье мы попытались собрать общую информацию по устройствам планетарного типа использующихся для производства автомобилей. Также нужно сказать, что данный вид устройства очень интенсивно внедряется во многие сферы и отрасли благодаря своим очень весомым преимуществам.

Ремонт планетарных втулок

Планетарные втулки – надежные детали. При правильной эксплуатации они способны прослужить в течение продолжительного времени. Покупая эту деталь у проверенного производителя, вероятность последующего возникновения проблем с ней минимальная.

Надо понимать, что планетарная втулка обладает очень сложной конструкцией. Без опыта и знаний провести обслуживание или ремонт подобного механизма невозможно. Поэтому при возникновении проблем обращайтесь к специалистам. Не пытайтесь самостоятельно провести ремонтные работы, с большой вероятностью после неквалифицированного обслуживания, деталь полностью выйдет из строя, ее придется заменять.

Механизм зубчатый планетарного редуктора — Энциклопедия по машиностроению XXL

Планетарный механизм, показанный на рис. 7.22, обычно используется как механизм для воспроизведения сложного движения рабочего органа машины, закрепленного с колесом 2. Например, для вращения лопастей мешалок, приводов шпинделей хлопкоуборочных машин и т. д. Наиболее широкое распространение планетарные зубчатые механизмы получили в планетарных редукторах, предназначенных для получения необходимых передаточных отношений между входным и выходным валами редуктора. Простейший такой редуктор, состоящий из четырех звеньев (рис. 7.23), может быть получен из планетарного механизма, показанного на рис. 7.22, если в него ввести еще одно зубчатое колесо 3 с осью Од, входящее в зацепление с сателлитом 2 (рис. 7.23).  
[c.155]

Плунжер 3 приводится в движение рычажным механизмом, состоящим из кривошипа 1 и шатуна 2, от электродвигателя 9 (рис. 6.28, б) через открытую зубчатую передачу 2 —Z2 и планетарный редуктор с колесами гз—г .  [c.260]

Широко применяются многозвенные зубчатые передачи редукторы (рис. 2.7, а) и планетарные зубчатые механизмы (рис. 2.7,6). В состав планетарного редуктора входят не только колеса 1 ц 4 с неподвижными осями, но и колеса 2,3 с движущейся по окружности осью.  

[c.29]

Треугольники скоростей для зубчатых механизмов. Для исследования зубчатых механизмов, особенно многорядных планетарных редукторов и дифференциалов. Л. П. Смирнов предложил использовать графический метод.  [c.72]

В состав зубчатого механизма (рис. 7.18, а) входят два планетарных редуктора, соединенных последовательно друг с другом. Модули колес одинаковы, количество зубьев z, = 16, 22 = 64, Z4=18 и 25 = 63. Один из планетарных редукторов в механизме заменен двухступенчатым редуктором с неподвижными осями колес, вследствие чего получился механизм, представленный на рис. 7.18, б. У вновь полученного механизма модули колес одинаковы и количество зубьев = 18, 22 = 54, 22- =36, Zy = 16,  [c.124]

В отличие от зубчатой передачи с неподвижными осями колес к. п, д. планетарного механизма зависит от того, какое из его звеньев является ведуш,им (используется механизм в качестве редуктора или мультипликатора).  [c.130]

ЗУБЧАТЫЙ ПЛАНЕТАРНЫЙ ЧЕТЫРЕХЗВЕННЫЙ МЕХАНИЗМ РЕДУКТОРА С ПАРАЗИТНЫМ САТЕЛЛИТОМ  [c.484]

ЗУБЧАТЫЙ ПЛАНЕТАРНЫЙ МЕХАНИЗМ РЕДУКТОРА С ПАРАЛЛЕЛОГРАММНЫМ ПРИВОДОМ  [c.492]

Планетарной передачей или планетарным редуктором называется зубчатый механизм, одна или несколько осей которого подвижны. Планетарные редукторы в определенных условиях позволяют при небольших габаритах и весе  [c.125]

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

[c.123]


В механизмах уменьшение числа деталей очень часто достигается за счет усложнения характера движения звеньев кинематической цепи. Простейшим примером может служить планетарный редуктор. Здесь ценой усложнения характера движения планетарного колеса удается уменьшить число зубчатых пар (по сравнению с обычным зубчатым редуктором).  [c.98]

Пример 5. Планетарный редуктор по фиг. 6 с од[1нм сателлитом 2 имеет W = Зп — 2р2 — р1 = 3-3 — 2-3 — 2=1, где зацепления зубчатых колес отнесены к кинематическим парам pi. Тот же механизм с тремя сателлитами 2 будет иметь  [c.128]

Неуправляемые механизмы характеризуются неизменными структурой и кинематической характеристикой. К ним относятся зубчатые дифференциалы и планетарные редукторы.  [c.521]

Сложные планетарные редукторы образуются посредством объединения нескольких простых редукторов в один механизм. Цель — получение достаточно большой редукции (до 1 300) при высоком в то же время к. п. д. Иногда удается получить некоторое упрощение механизма путем использования зубчатых колес одной передачи в качестве колес следующей.  [c.526]

Планетарные редукторы, являющиеся соосными зубчатыми механизмами, получили довольно широкое распространение в машиностроении. Такие редукторы могут быть составлены из одного (фиг. 1, а), двух (фиг. 1, б) и более (фиг. 1, в) дифференциальных трехзвенных механизмов, т. е. механизмов, содержащих по три  [c.111]

Во многих случаях механизм, составленный из зубчатых колес, выполняет несколько функций одновременно. Например, планетарный редуктор может быть использован в качестве предохранительного механизма.  [c.203]

Планетарный механизм поворота П-3 (рис. 55, а—в) имеет вертикально расположенный редуктор 5. В нем размещены три одинаковые по конструкции передачи (три ступени). В планетарном редукторе вращение передается от центральной верхней солнечной шестерни 4 к нескольким (обычно трем) шестерням-сателлитам 9 одинакового диаметра, располагаемым под углом 120 в плане. С наружной стороны сателлиты находятся в зацеплении с неподвижным зубчатым венцом 3. Сателлиты сидят на осях, закрепленных в общей крестовине-водиле движение относительно оси солнечной шестерни. На нижнем конце первого водила сидит солнечная шестерня второй планетарной передачи (ступени) и т. д. Планетарная передача позволяет обеспечить высокое передаточное число и сравнительно высокий коэффициент полезного действия передачи при малых габаритах и небольшой массе редуктора.  [c.85]

Отличительной особенностью механизма поворота П-3 является то, что он выполнен планетарным. В планетарном редукторе вращение передается от центральной верхней солнечной шестерни 4 к нескольким (обычно трем) шестерням-сателлитам 9 одинакового диаметра, располагаемым под углом 120° в плане. С наружной стороны сателлиты находятся в зацеплении с неподвижным зубчатым венцом 3. Сателлиты сидят на осях, закрепленных в общей крестовине-водиле 8.  [c.85]

Механизм зубчатый планетарный движения редуктора с паралле-лограммным приводом 492  [c.585]

Расскажите об особенностях сложных зубчатых механизмов, зубчатых олаветарных редукторов и дифференциалов. Как описывается структурная формула для 0Щ5еделения числа степеней свободы зубчатого механизма Используйте эту формулу для анализа спроектированных зубчатых передач в планетарного механизма.  [c.336]

В формулах (17.4) — (17.7) приняты следующие обозначения t j — козф-фициобращенного механизма, т. е. такого, у которого те же зубчатые колеса, что и планетарного механизма, ио только водило Н остановлено, а ранее закрепленное колесо п стало свободным (подвижным), —передаточное отношение одноступенчатого планетарного редуктора от центрального колеса к водилу, rl, — искомый коэффициент полезного действия одноступенчатого планетарного механизма при ведущем колесе I, — искомый коэффициент полезного действия одноступенчатого планетарного механизма при ведущем вoдиJ[c.177]


На рис. 6.13, а дана кинематическая схема привода ползунов однокривошипного пресса двойного действия с кулачково-рычажным механизмом прижимного ползуна. Элект[юдвнгатель через планетарный редуктор 9—10—11—Н и фрикционную муфту 12 постоянно вращает маховик 13. Последний вращается на подшипниках качения на приводном валу 14, который закреплен тормозом 15. При выключении тормоза движение от приводного вала через зубчатую передачу 7—8 передается рабсчему валу /, колено которого связано через шатун 2 с вытяжным ползуном 3. Ко1Ш.ы рабочего вала соединены через кулачковый механизм 5 с прижимным ползуном 4.  [c.220]

Литьевая маншна предназначена для литья под давлением тонкостенных алюминиевых деталей. Вращение от электродвигателя И (рис. 6.29, б) передается через планетарный редуктор 2 и зубчатую цилиндрическую пару на вал кривошипа 1. Основной рычажный кривошипно-ползунный механизм нагнетания расплавленного металла (рис. 6.29, а) преобразует вращательное движение кривошипа посредством шатуна 2 в возвратно-поступательное движение ползуна 3, движущегося в направляющих 4. График изменения сил сопротивления нагнетания па ползуне 3 (пресс-поршне) показан на рис. 6,29, в. При движенни ползуна 3 влегю (рабочий ход) сила сопротивления возрастает, а на холостом ходу она примерно равна нулю.  [c.260]

Простые планетарные и дифференциальные механизмы. Дифференциальный зубчатый механизм позволяет осуществить сложение скоростей, идущих от различных источников. Планетарный зубчатый механизм уменьшает величины угловой скорости на выходном валу, т. е. является редуктором. Планетарный редуктор отличается от простого зубчатого с неподвдж-ными осями тем, что в состав его входит зубчатое колесо (одно или несколько), вращающееся вокруг подвижной оси водила, совершающего переносное движение.  [c.111]

От главного двигателя комбайна вращение через зубчатую по-лумуфту 1 и муфту 3 передается радиально-плунжерному насосу 2 типа НШОО, который маслопроводами 4 соединен с пятипозиционным золотником 5, служащим для управления и переключения радиально-плунжерного гидромотора 6 типа ДП505. Рабочая жидкость от насоса через трубопроводы 4 и пятипозиционный золотник 5 по сверлениям 7 в корпусе механизма подачи подводится к гидромотору 6, который через планетарный редуктор 8 передает крутящий момент канатному барабану 9.  [c.196]

Вишневский В. С. Демпфирующие свойства узлов амортизированных планетарных редукторов.— В кн. Колебания механизмов с зубчатыми нередачами.— М. Наука, 1977.  [c.279]

ЗУБЧАТЫЙ ПЛАНЕТАРНЫЙ ЧЕТЫРЕХЗВЕНИЫЙ МЕХАНИЗМ РЕДУКТОРА С ОДНИМ ВНЕШНИМ И ОДНИМ ВНУТРЕННИМ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ  [c.486]

В качестве механизмов широко применяются зубчатые преобразователи движения редукторы с неподвижными в пространстве осями (непланетарные редукторы) редукторы с подвижными в пространстве осями (планетарные редукторы) зубчато-реечные, червячнореечные и червячные механизмы и др. При исследовании динамических явлений в приводах возникает необходимость учитывать реальные динамические характеристики таких механизмов, в частности их упруго-диссипативные свойства, влияние зазоров и сил трения в кинематических парах.  [c.3]

Основными кинематическими узлами планетарного редуктора являются одно- и двухступенчатые планетарные передачи. Одноступенчатая планетарная передача или планетарный ряд представляет собой четырехзвенный зубчатый механизм (рис. 55). Звено 4, представляющее собой зубчатое колесо, ось которого подвижна, называется са-телл тол[c.125]

Второй подраздел посвящен вопросам приложения общих законов трения, установленных в первом подразделе, к учету трения в отдельных механизмах и передачах, а также к вопросу теоретического определения их к. п. д. и к рассмотрению механических характеристик передач. В гл. XIII этого раздела рассматриваются потери на трение в различного рода Vпередачах фрикционной, ременной, зубчатой, червячной, а также трение в кулачковых механизмах и в планетарных редукторах, простых и дифференциальных. Здесь освещен также вопрос о потерях на трение и к. п. д. в особой разновидности планетарных редукторов, в так называемых эксцентриковых планетарных редукторах.  [c.10]

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


Все большее применение в конструкциях механизмов поворота находят планетарные редукторы (рис. 164, б), дающие возможность получения весьма компактных устройств с большим передаточным отношением и высоким КПД. Широкое применение находит гидравлический привод механизма поворота (рис. 165), позволяющий регулировать скорость поворота в,ши-роких пределах. Здесь жидкость под давлением, создаваемым насосом 4, приводимым от электродвигателя 5, подается по трубопроводу 3 в низкомоментный гидродвигатель 2, вращение которого через редуктор 1 передается к шестерне 6, обкатывающей зубчатое колесо.  [c.439]

Иванов А. Н., Александров, 10. М. Особенности распрёделения передаточных отношений в многоступенчатых планетарных редукторах механизмов поворота портальных и судовых кранрв//Новое в расчетах и конструировании зубчатых, планетарных и волновых передач. Л,, 1984, i 63—69i  [c.373]


Планетарный зубчатый редуктор

Изобретение относится к зубчатым передачам и может найти применение в силовых приводах технологических машин, к которым предъявляются требования большого передаточного отношения, и повышенной частоте вращения входного вала. Планетарный зубчатый редуктор включает три периферийных вала (6, 7, 8) с цилиндрическими шестернями, кинематически связанных с входным валом (24), комбинированное колесо внутреннего зацепления (14) и дифференциал. Дифференциал расположен внутри комбинированного колеса (14), один венец (12) которого образует внутреннее зацепление с цилиндрическими шестернями (9, 10, 11) периферийных валов, второй венец (13) образует внутреннее зацепление с сателлитами дифференциала. Оси периферийных валов параллельны оси центрального выходного вала и равноудалены от нее. Шестерни (15, 16, 17) периферийных валов находятся в зацеплении с цилиндрическим зубчатым колесом (18), имеющим общую ступицу с цилиндрическим колесом (19) дифференциала. Изобретение позволяет исключить центробежные силы, получить любое значение передаточного отношения редуктора и уменьшить его габариты. 2 ил.

 

Изобретение относится к зубчатым передачам и может найти применение в силовых приводах технологических машин, к которым предъявляются требования большого передаточного отношения, и повышенной частоте вращения входного вала, например, таких как автоматические тележки, приводы систем управления технологическими процессами и др.

Известен планетарный редуктор по кинематической схеме 3k, содержащий центральный входной вал с солнечным зубчатым колесом, сателлиты, водило и консольный центральный выходной вал, позволяющий получать большие передаточные отношения (Планетарные передачи. Справочник. / Под ред. В.Н. Кудрявцева и Ю.Н. Кирдяшева — Л.: Машиностроение, 1977 — С.9-15, Табл.1.1).

Недостатком указанного редуктора является наличие центробежных сил из-за планетарной подвижности сателлитов, водила, осей, получающих вращение от центрального входного (быстроходного) вала, причем, чем выше частота вращения входного вала (приводного двигателя), тем больше центробежные силы.

Известен планетарный редуктор по кинематической схеме, описанной в патенте на изобретение RU 2311573 С23, содержащий не менее трех периферийных валов, кинематически связанных с входным валом и несущих цилиндрические шестерни, зубчатую муфту и конический дифференциал, в состав которого входят сателлиты и водило, жестко связанное с центральным выходным валом, который является центральным валом конического дифференциала, при этом конический дифференциал расположен внутри зубчатой муфты, один венец которой образует внутреннее зацепление с цилиндрическими шестернями периферийных валов, находящимися в зацеплении с цилиндрическим зубчатым колесом, имеющим общую ступицу с одним коническим колесом дифференциала, второй венец зубчатой муфты образует зубчатое соединение с цилиндрическим зубчатым колесом, имеющим общую ступицу с другим коническим колесом дифференциала, оси периферийных валов параллельны оси центрального выходного вала и равноудалены от нее.

Недостатками указанного редуктора является: во-первых — наличие конического дифференциала, существенно увеличивающего осевые габариты редуктора, требующего регулировки зацепления, а так же снижающего его нагрузочную способность по сравнению с цилиндрическими зубчатыми колесами; во-вторых — одновременное зацепление цилиндрических шестерен на периферийном валу с одним из венцов комбинированной зубчатой муфты и с цилиндрическим зубчатым колесом, имеющим общую ступицу с одним коническим колесом дифференциала, существенно снижает ряд допустимых чисел зубьев зубчатых колес из-за необходимости выполнения условия сборки.

Техническим результатом предполагаемого изобретения является, снижение осевых габаритов планетарного зубчатого редуктора, а так же увеличения ряда допустимых значений чисел зубьев зубчатых колес, удовлетворяющих условиям сборки, соосности и соседства при сохранении таких преимуществ, как исключение центробежных сил, получение любого значения передаточного отношения редуктора и уменьшение его габаритов за счет введения звена внутренней обратной связи в устройство редуктора.

Технический результат достигается тем, что планетарный зубчатый редуктор, содержащий входной вал с шестерней, сателлиты, водило и центральный выходной вал, отличающийся тем, что содержит не менее трех периферийных валов, кинематически связанных с входным валом и несущих цилиндрические шестерни, комбинированное колесо внутреннего зацепления и дифференциал, в состав которого входят сателлиты и водило, жестко связанное с центральным выходным валом, при этом дифференциал расположен внутри комбинированного колеса, один венец которого образует внутреннее зацепление с цилиндрическими шестернями периферийных валов, второй венец образует внутреннее зацепление с сателлитами дифференциала, оси периферийных валов параллельны оси центрального выходного вала и равноудалены от нее, а шестерни периферийных валов находятся в зацеплении с цилиндрическим зубчатым колесом, имеющим общую ступицу с цилиндрическим колесом дифференциала. Изобретение поясняется чертежами:

Фиг.1 — кинематическая схема планетарного зубчатого редуктора;

Фиг.2 — вид А.

Планетарный зубчатый редуктор содержит входной вал (1) с шестерней (2), три периферийных вала (6, 7, 8), несущих цилиндрические шестерни (9, 10, 11 и 15, 16, 17), комбинированное колесо внутреннего зацепления (14) и цилиндрический дифференциал, который расположен внутри комбинированного колеса (14). Венец (12) комбинированного колеса внутреннего зацепления (14) образует внутреннее зацепление с цилиндрическими шестернями (9, 10, 11), а цилиндрические шестерни (15, 16, 17) образуют внешнее зацепление с цилиндрическим зубчатым колесом (18), имеющим общую ступицу с цилиндрическим колесом (19) дифференциала. Венец (13) комбинированного колеса внутреннего зацепления (14) образует внутреннее зацепление с сателлитами дифференциала (20, 21, 22). Водило (23) дифференциала жестко связано с центральным выходным валом (24). Оси периферийных валов параллельны оси центрального выходного вала (24) и равноудалены от нее. Изобретение позволяет исключить центробежные силы, получить любое значение передаточного отношения редуктора и уменьшить его габариты.

Планетарный зубчатый редуктор работает следующим образом.

Вращение от входного вала 1 через сменные зубчатые колеса 3, 4, 5 параллельными потоками передается на цилиндрические шестерни 9, 10, 11 и 15, 16, 17. Поскольку они находятся в зацеплении с цилиндрическим зубчатым колесом 18 и с венцом 12 комбинированного колеса внутреннего зацепления, то вращение передается и на центральное колесо 19, имеющее общую ступицу с цилиндрическим колесом 18, и на сателлиты 20, 21, 22 дифференциала, имеющие зубчатое зацепление с венцом 13 комбинированного колеса, но с разными передаточными числами (частотами вращения). От водила 23 дифференциала вращение передается на центральный выходной вал 24 редуктора.

В связи с присутствием положительной обратной связи на цилиндрических шестернях 9, 10, 11 и 15, 16, 17 происходит суммирование вращающих моментов периферийных валов 6, 7, 8 и момента комбинированного колеса внутреннего зацепления 14, поэтому одновременно с редукцией частоты вращения соответственно возрастает вращающий момент на центральном выходном валу 24 редуктора.

Сменные зубчатые колеса 3, 4, 5 служат для повышения или корректировки общего передаточного отношения.

Планетарный зубчатый редуктор за счет использования внутренней обратной связи позволяет исключить существенное влияние центробежных сил, открывает возможность создания скоростной, динамически сбалансированной конструкции, уменьшает ее габариты при большом передаточном отношении, расширяет эксплуатационные возможности за счет включения в схему привода высокоскоростных двигателей.

Планетарный зубчатый редуктор, содержащий входной вал с шестерней, не менее трех периферийных валов, кинематически связанных с входным валом, оси которых параллельны оси центрального выходного вала и равноудалены от нее, сателлиты и водило, жестко связанное с центральным выходным валом, отличающийся тем, что периферийные валы несут на себе две цилиндрические шестерни, одна из которых образует внешнее зацепление с цилиндрическим колесом, имеющим общую ступицу с одним из центральных колес дифференциала, а другая — с комбинированным колесом внутреннего зацепления, второй венец которого образует внутреннее зацепление с сателлитами дифференциала, представляющими собой цилиндрические зубчатые колеса.

Кинематическая схема механизма зубчатой ​​передачи.

Контекст 1

… Редуктор состоит из четырехступенчатой ​​планетарной передачи 2Z-X (a), соединенных последовательно. Кинематическая схема механизма представлена ​​на рис. 1, а параметры каждой ступени шестерни одинаковы. Модуль каждой шестерни 2 мм, количество зубьев солнечной шестерни на всех уровнях — 20, количество зубьев внутренней шестерни на всех уровнях — 100, количество зубьев планетарной шестерни на всех уровнях — 40. …

Контекст 2

… чтобы лучше понять закон, мы можем наблюдать компонент силы зацепления на определенной оси координат, как показано на рисунке 8, мы можем ясно видеть, что сила зацепления представляет собой синусоидальный закон. Чтобы лучше понять частотные характеристики сил зацепления, можно выполнить быстрое преобразование Фурье для сил зацепления различных зубчатых передач, как показано на рисунках (9) ~ (12). Наблюдая частотный спектр сил зацепления на всех уровнях зубчатых передач, можно обнаружить, что частота колебаний сил зацепления постепенно приближается к низкочастотной области с уменьшением скорости вращения….

Контекст 3

… то есть получается закон частоты колебаний каждого порядка при разгоне зубчатой ​​передачи от 0 до 30000. Амплитуда силы зацепления между солнечным колесом первой ступени и планетарным колесом показана на рисунке 13. Видно, что частота силы зацепления меняется все быстрее и быстрее. …

Контекст 4

… видно, что частота силы зацепления меняется все быстрее и быстрее.Для дальнейшего анализа закона можно выполнить трехмерное преобразование БПФ, чтобы получить каскадную карту силы зацепления этой зубчатой ​​передачи, как показано на рисунке 14. …

Контекст 5

… создание все усилия четырехступенчатой ​​зубчатой ​​передачи изменяются с помощью трехмерного БПФ, и результаты сравниваются вместе, как показано на рис. 14–17. Из сравнения видно, что по мере уменьшения скорости каждой планетарной передачи пик вибрации постепенно приближается к низкочастотной области….

Метод выражения кинематических и структурных диаграмм для планетарных зубчатых передач

‘) var head = document.getElementsByTagName(«head»)[0] var script = document.createElement(«сценарий») script.type = «текст/javascript» script.src = «https://купить.springer.com/assets/js/buybox-bundle-52d08dec1e.js» script.id = «ecommerce-scripts-» ​​+ метка времени head.appendChild (скрипт) var buybox = document.querySelector(«[data-id=id_»+ метка времени +»]»).parentNode ;[].slice.call(buybox.querySelectorAll(«.вариант-покупки»)).forEach(initCollapsibles) функция initCollapsibles(подписка, индекс) { var toggle = subscribe.querySelector(«.цена опциона на покупку») подписка.classList.remove(«расширенный») var form = подписка.querySelector(«.форма-варианта-покупки») если (форма) { вар formAction = form.getAttribute(«действие») document.querySelector(«#ecommerce-scripts-» ​​+ timestamp).addEventListener(«load», bindModal(form, formAction, timestamp, index), false) } var priceInfo = подписка.селектор запросов(«.Информация о цене») var PurchaseOption = toggle.parentElement если (переключить && форма && priceInfo) { toggle.setAttribute(«роль», «кнопка») toggle.setAttribute(«tabindex», «0») toggle.addEventListener («щелчок», функция (событие) { var expand = toggle.getAttribute(«aria-expanded») === «true» || ЛОЖЬ переключать.setAttribute(«расширенная ария», !расширенная) form.hidden = расширенный если (! расширено) { покупкаOption.classList.add(«расширенный») } еще { покупкаOption.classList.remove(«расширенный») } priceInfo.hidden = расширенный }, ЛОЖЬ) } } функция bindModal (форма, formAction, метка времени, индекс) { var weHasBrowserSupport = окно.выборка && Array.from функция возврата () { var Buybox = EcommScripts ? EcommScripts.Buybox : ноль var Modal = EcommScripts ? EcommScripts.Modal : ноль if (weHasBrowserSupport && Buybox && Modal) { var modalID = «ecomm-modal_» + метка времени + «_» + индекс var modal = новый модальный (modalID) модальный.domEl.addEventListener(«закрыть», закрыть) функция закрыть () { form.querySelector(«кнопка[тип=отправить]»).фокус() } вар корзинаURL = «/корзина» var cartModalURL = «/cart?messageOnly=1» форма.setAttribute( «действие», formAction.replace(cartURL, cartModalURL) ) var formSubmit = Buybox.перехват формы отправки ( Buybox.fetchFormAction(окно.fetch), Buybox.triggerModalAfterAddToCartSuccess(модальный), функция () { form.removeEventListener («отправить», formSubmit, false) форма.setAttribute( «действие», formAction.replace(cartModalURL, cartURL) ) форма.Отправить() } ) form.addEventListener («отправить», formSubmit, ложь) document.body.appendChild(modal.domEl) } } } функция initKeyControls() { document.addEventListener («нажатие клавиши», функция (событие) { если (документ.activeElement.classList.contains(«цена-варианта-покупки») && (event.code === «Пробел» || event.code === «Enter»)) { если (document.activeElement) { событие.preventDefault() документ.activeElement.click() } } }, ЛОЖЬ) } функция InitialStateOpen() { var buyboxWidth = buybox.смещениеШирина ;[].slice.call(buybox.querySelectorAll(«.опция покупки»)).forEach(функция (опция, индекс) { var toggle = option.querySelector(«.цена-варианта-покупки») var form = option.querySelector(«.форма-варианта-покупки») var priceInfo = option.querySelector(«.Информация о цене») если (buyboxWidth > 480) { переключить.щелчок() } еще { если (индекс === 0) { переключать.щелчок() } еще { toggle.setAttribute («ария-расширенная», «ложь») form.hidden = «скрытый» priceInfo.hidden = «скрытый» } } }) } начальное состояниеОткрыть() если (window.buyboxInitialized) вернуть window.buyboxInitialized = истина initKeyControls() })()

Рециркуляция параллельно соединенных планетарных передач | Китайский журнал машиностроения

Представление конструкции

Анализ потока мощности многоступенчатых PGT обычно требует расчета скорости и крутящего момента.Однако на стадии эскизного проекта количество зубов не было определено. Таким образом, полезно структурное представление, которое может легко визуализировать основные функции трансмиссии, не обращаясь к сложностям кинематики планетарной передачи. В данном исследовании в качестве инструмента анализа использовалась геометрическая модель. Он обеспечивает две функции: качественную кинематику для анализа потока мощности и структурное представление для визуализации потока мощности. Качественная кинематика и структурные представления также являются физическим смыслом геометрической модели.

На рис. 3 показана функциональная схема базовой планетарной передачи. Согласно Buchsbaum et al., можно выделить две основные цепи, 2-34 и 2-14. [24].

Рисунок 3

Геометрическая модель базовой планетарной передачи: a Функциональная схема, b Геометрическая модель, c Проекция скорости в декартовой системе координат

Базовая планетарная передача, показанная на рисунке 3(a) ) можно представить в виде геометрической модели, в которой вершины представляют собой центральное звено, включая солнце, кольцо и носитель, а горизонтальная пунктирная линия представляет собой планету, как показано на рисунке 3(b).Каждая сплошная линия на геометрическом графике соединяет две вершины, одна из которых представляет собой центральную шестерню, а другая — водило. Эта сплошная линия называется линией цепи, потому что ее вершины принадлежат одной и той же основной цепи.

Основная схема, представленная линией схемы, является строительным блоком геометрической модели. Согласно определению фундаментального контура, планета 4 разделена между двумя фундаментальными контурами. Таким образом, горизонтальная штриховая линия 4 «соединяет» вершины 1 и 3, принадлежащие разным фундаментальным схемам.Другим общим звеном на рисунке 3(a) является носитель 2, представленный точкой пересечения двух линий цепи, как показано на рисунке 3(b).

Когда канал используется в качестве центрального звена в различных основных цепях, мы используем вертикальную пунктирную линию, чтобы указать его совместное использование. Этот тип совместного использования включает случаи, когда он используется в качестве несущей и центральной шестерни или как разные центральные шестерни в разных основных схемах. Пример более сложного PGT, представленного этим разделением между основными цепями, показан на рисунке 4.В этом поезде линия 2 используется совместно с основными цепями 2–35, 2–45 и 1–26. Точка пересечения линий 2-3 и 2-4 указывает, что общий канал 2 действует как несущая в цепях 2-35 и 2-45. Эта точка пересечения соединена с вершиной другой линии 1-2 контура вертикальной пунктирной линией. Эта вертикальная пунктирная линия указывает на то, что функцией звена 2 в другой основной цепи, а именно 1-26, является центральная передача. Наконец, поскольку звено 4 действует только как общее солнце для основных цепей 2-45 и 1-46, две линии цепей, 1-4 и 2-4, соединены вертикальной пунктирной линией в вершинах, представляющих центральную шестерню 4.

Рисунок 4

Геометрическая модель ПГТ с четырьмя основными цепями (отрезок штриховой линии, соединяющий 1 и 2, является вспомогательной линией): а Функциональная схема, б Геометрическая модель

Как показано на рисунках 3(б) и 4 вершины, представляющие зубчатый венец, всегда находятся на линии цепи с положительным наклоном, тогда как вершины, представляющие солнечную шестерню, всегда находятся на линии цепи с отрицательным наклоном. Следовательно, существует соответствие между типом передачи и наклоном линии цепи.Это объясняется в разделе 3.2 из-за его кинематического значения. На рис. 4 пунктирная линия между вершинами 1 и 2 является вспомогательной линией [21], в которой должны располагаться все вершины, представляющие носители.

Кинематика

В отличие от других представлений, геометрическая модель была разработана для непосредственного представления кинематики PGT на основе их структурного представления. Каждая линия цепи строго соответствует уравнению Уиллиса для соответствующей основной цепи.Наклон линии контура равен отношению зубцов в уравнении Уиллиса. Соотношение между положениями различных линий цепи соответствует конструктивным связям поезда. Длины различных линий цепи определяются как кинематическими ограничениями поезда (изокинетическими ограничениями), так и структурными связями. При использовании декартовых координат значение горизонтальной проекции пунктирной линии, представляющей планету, на вертикальную ось представляет собой угловую скорость планеты, как показано ω 4 на рисунке 3 (c).Точно так же значение вертикальной проекции вершины, представляющей центральное звено, на горизонтальную ось представляет собой угловую скорость центрального звена, как показано как ω 3 , ω 2 и ω 1 на рис. 3(b).

Представление кинематики исходит из определенного физического значения наклона линии цепи: отношения зубьев центральной шестерни к сателлиту. Таким образом, линия цепи представляет собой тип основной цепи, то есть внутреннее зацепление или внешнее зацепление.Поскольку отношения зубьев внутренней и внешней пар зацепления зубчатых колес имеют разные символы, наклон линии цепи представляет собой число со знаком.

Пусть λ представляет наклон линии цепи, ω — угловую скорость звена, а Z — число зубьев в шестерне. Кинематические уравнения [25] фундаментальной цепи можно переформулировать следующим образом:

$$\left\{ \begin{gathered} \lambda_{sp} = \frac{{\omega_{p} — \omega_{c} }{{\omega_{s} — \omega_{c} }} = — \frac{{Z_{s}}}{{Z_{p} }}, \hfill \\ \lambda_{rp} = \frac{ {\omega_{p} — \omega_{c}}}{{\omega_{r} — \omega_{c} }} = + \frac{{Z_{r}}}{{Z_{p}}}, \hfill \\ \end{собрано} \right.$$

(1)

где индексы s , r , p и c обозначают солнце, зубчатый венец, планету и водило соответственно. Поскольку размеры зубчатого венца постоянно больше размеров планеты во внутреннем зацеплении шестерни, мы получаем

$$\lambda \left\{ {\begin{array}{*{20}c} {\,\ , = \lambda_{sp} < 0\quad {\text{внешнее зубчатое зацепление}}} \\ { = \lambda_{rp} > 1\quad {\text{внутреннее зубчатое зацепление}}{.}} \\ \end{массив} } \right.$$

(2)

Передаточное отношение зубчатого венца к солнцу в планетарной передаче можно выразить следующим образом через геометрический смысл наклона прямой линии:

$$- \frac{{Z_{r} }}{ {Z_{s}}} = \frac{x}{y} = \frac{{\lambda_{rp}}}{{\lambda_{sp}}},$$

(3)

где x и y — длины вертикальной проекции линии цепи на горизонтальную ось, как показано на рисунке 3(c).

Когда желательна только качественная кинематика, наклон каждой линии контура является произвольным в соответствии с ограничениями конструкции, и уравнение. (2). Тем не менее, это не влияет на правильность качественной кинематики. Поэтому можно легко нарисовать геометрический граф для PGT. Мы использовали рисунок 4 в качестве примера, чтобы проиллюстрировать этапы рисования геометрической модели. Без ограничения общности рисунок начинается с первого этапа слева.

Возьмем произвольную точку на плоскости как звено 2.Как правило, удобно выбрать носитель в качестве отправной точки для рисования. Также допустимо начинать с любой другой ссылки.

Начиная со звена 2, проведите прямую линию в левый нижний угол с произвольным наклоном больше единицы. Длина прямой линии была произвольной, а ее конечной точкой было звено 3. Этот шаг обеспечит основную цепь 2-35.

Начиная с звена 2, проведите прямую линию вниз вправо с любым уклоном меньше нуля, пока конечная точка не будет иметь ту же высоту по горизонтали, что и звено 3.Конец прямой является частью звена 4, принадлежащего первой планетарной ступени, то есть солнцу первой планетарной ступени. Этот шаг дает основную схему 2-45.

Соединяя 3 и 4 пунктирной линией, получаем планету 5.

Начиная с 2, проводим вертикальную пунктирную линию произвольной длины. Конечная точка вертикальной пунктирной линии по-прежнему является звеном 2. Однако она указывает на часть звена 2, относящуюся ко второй планетарной ступени, то есть к кольцу второй планетарной ступени.

Начиная от кольца второй планетарной ступени, провести прямую вверх справа с произвольным наклоном больше 1 и пересечь вспомогательную (воображаемую) линию с наклоном 1. Точка пересечения — другой носитель (звено 1) . Следует отметить, что если проводится воображаемая вспомогательная линия, то ее следует проводить штриховой линией. Этот шаг дает основную схему 1-26.

Начиная с 1, проведите прямую линию в правый нижний угол с конечной точкой на пересечении горизонтальной пунктирной линии, проходящей через кольцо 2, и вертикальной пунктирной линии, проходящей через солнце 4.Это солнце второго планетарного уровня. Прямая линия дает основную схему 1-46. Горизонтальная пунктирная линия между вновь полученной точкой и кольцом 2 соответствует планете 6. Следует отметить, что наклон прямой 1-4 не является произвольным. Это, естественно, ограничено предыдущими шагами.

Качественная кинематика поезда определяется из геометрической модели: угловая скорость всех центральных звеньев увеличивается слева направо, а угловая скорость всех планет увеличивается снизу вверх.Когда какое-либо центральное звено зафиксировано, вращение других центральных звеньев меняется на противоположное с обеих сторон.

Это исследование не касается точного кинематического решения. Когда необходимо получить точное решение, геометрическая модель должна быть помещена в декартову систему координат, и должен быть задан наклон каждой линии контура. Из приведенного выше процесса рисования геометрической модели становится ясно, что геометрический график уникален, когда заданы наклоны всех линий цепи. Подробное объяснение геометрического метода и точное решение кинематики см. в Ref.[21].

Анализ крутящего момента

Исключение скорости планеты из уравнения. (1) возвращает коэффициент Уиллиса. Вместе с уравнением баланса мощности и баланса крутящего момента [15] основной схемы коэффициент Уиллиса приводит к хорошо известному результату для основной схемы: отношения крутящих моментов трех валов являются функциями отношения Уиллиса. Несколько исследований задокументировали эти результаты.

В этом исследовании мы рассмотрели только PGT типа «кольцо-солнце» из-за ограничения на параллельное подключение.Для базового планетарного ряда, показанного на рис. 3, приведенный выше результат приводит к определенному соотношению знаков между моментами основных звеньев: моменты солнца и кольца имеют один и тот же знак, и они противоположны моменту вращения. перевозчик. Это отношение может быть выражено в контексте геометрического метода с использованием уравнения. (3):

$$\frac{{T_{s} }}{{T_{r} }} = \frac{y}{x},$$

(4)

$$T_{c} = — \left( {\frac{x + y}{x}} \right)T_{r},$$

(5)

и

$$T_{c} = — \left( {\frac{x + y}{y}} \right)T_{s}.$$

(6)

Учитывая баланс крутящего момента на планете, уравнение. (4) может быть представлено графически, как показано на рисунке 5.

Рисунок 5

Знак крутящего момента в пределах основного планетарного ряда

Что такое кинематическая схема редуктора? – Pursuantmedia.com

Что такое кинематическая схема коробки передач?

Кинематическая схема • Кинематическая схема представляет собой графическое представление коробки передач, описывающее расположение шестерен.Он предоставляет такую ​​информацию, как количество ступеней, количество используемых валов, количество пар зубчатых колес и их расположение.

Какая кинематическая схема применяется к коробке передач?

Структурная схема представляет собой кинематический макет, показывающий расположение шестерен в коробке передач. Диаграмма скорости, также известная как лучевая диаграмма, представляет собой графическое представление структурной формулы.

Что такое передаточное отношение коробки передач?

Когда скорости шпинделя расположены в геометрической прогрессии, соотношение между двумя соседними скоростями называется отношением шагов или отношением прогрессии.

Каков принцип работы коробки передач?

Коробка передач использует механическое преимущество для увеличения выходного крутящего момента и снижения оборотов. Вал двигателя подается в редуктор и через ряд внутренних зубчатых передач обеспечивает преобразование крутящего момента и скорости. Наши редукторы доступны в различных размерах и передаточных числах, чтобы соответствовать широкому диапазону требований к крутящему моменту.

Какие существуют типы коробок передач?

Различные типы коробок передач

  • Цилиндрический редуктор.
  • Коаксиальный цилиндрический рядный редуктор.
  • Коническо-цилиндрический редуктор.
  • Косозубая коническая коробка передач.
  • Червячные редукторы.
  • Планетарный редуктор.

Что такое двухступенчатая коробка передач?

Установка двухскоростных коробок передач подразумевает их размещение на ведущем мосту между тяговым двигателем и главной передачей. Коробка передач имеет две передачи переднего хода и одну передачу заднего хода, нейтральное положение и возможность полуавтоматического переключения передач.

Какова формула передаточного числа?

Передаточное отношение рассчитывается путем деления выходной скорости на входную скорость (i= Ws/We) или путем деления количества зубьев ведущей шестерни на количество зубьев ведомой шестерни (i= Ze/Zs).

Что такое редуктор и его виды?

Промышленный редуктор представляет собой замкнутую систему, передающую механическую энергию на выходное устройство. Коробки передач могут изменять свою скорость, крутящий момент и другие параметры для преобразования энергии в пригодный для использования формат.Редукторы используются в различных устройствах для самых разных целей.

Какой тип коробки передач лучше?

DSG — коробка передач с прямым переключением, этот тип коробки передач является наиболее совершенным по сравнению с двумя вышеупомянутыми коробками передач. Эта коробка передач представляет собой коробку передач с двойным сцеплением; хотя у него нет педали сцепления.

Какова кинематическая схема коробки передач?

На следующей схеме представлена ​​кинематическая схема 12-ступенчатой ​​коробки передач.Лучевая диаграмма представляет собой представление структурной формулы. Он предоставляет такую ​​информацию, как скорость на каждой ступени, передаточное отношение на каждой ступени, общее количество скоростей и их значения.

Сколько передач в коробке передач?

Обычно имеет две шестерни и валы. Коробка передач, которая преобразует высокоскоростную входную мощность в несколько различных выходных скоростей, называется многоступенчатой ​​коробкой передач. Многоступенчатая коробка передач имеет более двух шестерен и валов.

Какой пример кинематической компоновки?

Кинематическая схема — это графическое изображение коробки передач, описывающее расположение шестерен.Он предоставляет такую ​​информацию, как количество ступеней, количество используемых валов, количество пар зубчатых колес и их расположение. Следующая диаграмма представляет собой кинематическое устройство 12-ступенчатой ​​коробки передач.

Как работает геометрическая прогрессия в коробке передач?

Чтобы получить ряд выходных скоростей редуктора, используется геометрическая прогрессия. Используя геометрическую прогрессию, скорость уменьшается равномерно на разных этапах.

Исследования по улучшению жесткости при кручении планетарных редукторов, используемых при приведении в действие промышленных роботов

[1] А.Фернандес дель Ринкон, Ф. Виадеро, М. Иглесиас, П. Гарсия, А. Де-Хуан, Р. Сансибриан, Модель для исследования жесткости зацепления в цилиндрических зубчатых передачах, Механизм и теория машин. 61 (2013) 30-58.

DOI: 10.1016/j.mechmachtheory.2012.10.008

[2] А.Сингх, Распределение нагрузки в планетарных передачах: физическое объяснение и обобщенная формулировка, Механизм и теория машин. 45 (2010) 511–530.

DOI: 10.1016/j.mechmachtheory.2009.10.009

[3] ГРАММ.Стэн, Механические трансмиссии с замкнутым контуром (на румынском языке), издательство Junimea, Яссы, (1999).

[4] Т.А. Васу, Г. Буларда, Планетарные передачи (на румынском языке), Техническое издательство, Бухарест, (1970).

[5] М. Гафицану, Д. Нэстасе, С. Крецу, Д. Олару, Подшипники: конструкция и технология. Том. II, Техническое издательство, Бухарест, (1985).

[6] * * * Общий каталог подшипников качения URB, доступен по адресу: http: /www. городская группа. com/wp-content/uploads/2013/11/urb-каталог.pdf, режим доступа: 08.04.2015.

Прикладные науки | Бесплатный полнотекстовый | Патентный анализ и структурный синтез планетарных зубчатых передач, используемых в автоматических трансмиссиях

1. Введение

В автомобильной промышленности требуются автоматические трансмиссии (АТ) с высоким КПД и низким потреблением для преодоления проблем, возникающих в результате энергетического кризиса и экологических проблем.Более того, исследования показывают, что автомобили, оснащенные АКП, обладают замечательными преимуществами, в том числе простотой управления, плавным переключением передач и длительным сроком службы, что может обеспечить хорошие впечатления от вождения. С момента появления первых автомобилей, оснащенных АТС, эти транспортные средства постоянно развивались, привлекая огромное количество потребителей, и быстро заняли доминирующее место в области автомобилестроения, особенно в США, Японии и странах Европы [1]. .

Механизм AT обычно состоит из двух частей: гидравлической трансмиссии и механической трансмиссии.Гидравлическая трансмиссия в основном включает преобразователь крутящего момента, тогда как механическая трансмиссия в основном состоит из набора муфт и тормозов (далее называемых переключающими элементами) и зубчатой ​​передачи. Работа зубчатой ​​передачи, работающей вместе с несколькими переключающими элементами, обеспечивает различные передаточные числа, где эти передаточные числа способствуют повышению производительности автомобиля и экономии топлива. Обзор литературы показывает, что зубчатые передачи в AT в основном делятся на два типа, а именно обыкновенную зубчатую передачу (OGT) и планетарную зубчатую передачу (EGT).Следует отметить, что EGT более широко используются в промышленности AT, потому что они имеют значительные преимущества, включая компактную конструкцию, более высокие передаточные отношения, более высокий КПД и более длительный срок службы, по сравнению с OGT. Поэтому изучение структурных характеристик ТГТ имеет большое значение для получения АТ с лучшими характеристиками.

Johnson и Towfigh [2] предложили метод синтеза EGT, основанный на подходе к синтезу кинематических цепей рычажного типа. Кроме того, они синтезировали зубчатые механизмы с одной степенью свободы (степень свободы) и числом звеньев до восьми.Леваи [3] подробно классифицировал планетарные механизмы и дал определение простой планетарной зубчатой ​​передачи (PGT), состоящей из двух центральных шестерен, одной или нескольких планетарных шестерен и одного рычага. Буксбаум и Фрейденштейн [4] и Фрейденштейн [5] ввели теорию графов в процесс синтеза зубчатых кинематических цепей (ЗКЦ) и получили планетарные зубчатые цепи с числом звеньев до пяти. Ravisankar и Mruthyunjaya [6] применили графовую и матричную теории для синтеза GKC и получили все EGT с одной степенью свободы, содержащие до четырех основных петель.Кроме того, Цай [7] вычислил характеристический полином EGT для обнаружения изоморфизма и синтезировал неизоморфные EGT, содержащие до шести связей, используя подход генетического графа. Кроме того, Tsai и Lin [8] синтезировали нефракционированные ЭГТ с двумя степенями свободы на основе предложенного метода. Затем Ким и Квак [9] синтезировали EGT с числом связей до семи на основе рекурсивного метода, что подтвердило правильность достижений Цая. Hsu [10,11] представил новое графовое представление, а именно ациклическое графовое представление PGT с Lam.Затем он предложил метод синтеза GKC на основе предложенного графового представления [12]. Чаттерджи и Цай [13,14] представили каноническое графовое представление GKC для решения псевдоизоморфной проблемы и синтезировали EGT с одной, двумя и тремя степенями свободы до восьми ссылок. Castillo [15] представил метод синтеза планет и носителей, и были синтезированы 1-DOF EGT до девяти звеньев. Дин и др. [16,17,18] представили унифицированные модели топологического представления для плоских кинематических цепей и синтезировали ЭГТ с числом звеньев до девяти.Более того, Rajasri [19] предложил подход в соответствии с числом Хэмминга и сгенерировал EGT с числом ссылок до семи. Kamesh [20] использовал полином инцидентности вершин, предложил метод синтеза и перечислил неизоморфные EGT с одной степенью свободы до 6 звеньев. Шанмухасундарам и др. [21, 22] синтезировали ТЭГ с одной степенью свободы и числом звеньев до семи, используя концепцию построения кинематических единиц, и выполнили анализ симметрии ЭГТ. На сегодняшний день было предложено множество методов синтеза ЭГТ, и впоследствии были получены различные конфигурации, которые полезны для инноваций AT.К настоящему времени было предложено, проанализировано и произведено большое количество разнообразных АТ. В 1939 году была изобретена система Hydra-Matic за счет комбинации гидравлической муфты с трехрядным EGT, и она была установлена ​​на автомобилях GM Oldsmobile [23]. Hydra-Matic мог развивать четыре передачи переднего хода и одну передачу заднего хода, так что в то время он считался символом вездеходов. С тех пор АТ быстро развивались. В 1950 году компания Ford разработала трехступенчатую автоматическую коробку передач, оснащенную гидротрансформатором, что свидетельствует о том, что технология автоматической коробки передач вступает в стадию зрелости.В 1965 г. компания AP выпустила первую АТС, устанавливаемую на переднемоторные и переднеприводные (ПФ) автомобили, что способствовало миниатюризации АТС [24]. Затем, в связи с топливным кризисом 1970-х годов, были разработаны АКПП с большим количеством передач и меньшим объемом. В связи с этим в 1977 г. были разработаны четырехступенчатые АКПП с опережающей передачей. В 1989 г. были изобретены пятиступенчатые АКПП, а в конце ХХ века появились шестиступенчатые АКПП [25]. В настоящее время АКПП с 6–8 передачами являются массовыми продуктами, в то время как АКПП с девятью передачами были разработаны и применяются в некоторых продуктах.Более того, все чаще изучаются гибридные системы трансмиссии, которые, как ожидается, решат проблему расхода топлива [26,27,28]. Обзор литературы показывает, что АТ разрабатываются в сторону большего количества передач, облегченной конструкции, более высокой эффективности и механической электроники. На рисунке 1 показаны некоторые типичные продукты AT, чтобы проиллюстрировать тенденцию. Наряду с растущими требованиями к характеристикам вождения, желательны автомобили AT, оснащенные EGT, которые имеют улучшенные конфигурации и большее количество каналов.Для более точного и подходящего подбора EGT следует выяснить статус применения EGT, используемых в AT. Поэтому для AT проводится патентный обзор, анализируются и обобщаются структурные характеристики обнаруживаемых EGT. Исследования показывают, что ЭГТ, нарушающие структурные характеристики, должны быть исключены при синтезе новых ЭГТ, что повысит эффективность работы на этапе проектирования АТ. Принимая за принципы скрининга результаты обследования и резюме, предлагается новый метод исследования ВГТ с одним главным валом, применяемых в АТ, охватывающий существующие конструкции и новые конструкции.Модель представления EGT, предложенная Ding et al. В предлагаемом методе применяется [16], что позволяет эффективно избежать проблемы псевдоизоморфизма. Общая структура настоящего исследования выглядит следующим образом. EGT, используемые в этой статье, представлены в Разделе 2. Затем обзор патентов AT и соответствующие результаты представлены в Разделе 3. Кроме того, обзор проанализирован, а структурные характеристики EGT обобщены в Разделе 4. Наконец, новый метод в разделе 5 предлагается получить новые конфигурации газовых турбин с одним главным валом, а несколько конфигураций представлены в качестве примеров.

3. Исследование патентов АТ

3.1. Стратегия поиска

Для исследования существующих конструкций EGT, используемых в технологии AT, проводится всесторонний патентный обзор AT с точки зрения теории графов. Целью этого раздела является исследование структурных характеристик ТГТ, которые можно было бы использовать в качестве принципов экранирования на этапе проектирования АТ.

Предварительный обзор проводится для патентов на основе рекомендаций PRISMA (предпочтительные элементы отчетности для систематических обзоров и метаанализов) [33].Учитывая удобство понимания и поиска, в качестве основного объекта поиска выбраны патенты Китая. Более того, все больше иностранных компаний обращают внимание на китайский рынок и подают заявки на патентную защиту в Китае, что обеспечивает полноту нашего обзора. Поэтому патентный поиск ведется в основном в базе данных SooPAT и дополняется в базе данных Espacenet, так как первая включает почти все патенты, применяемые в Китае, а последняя включает множество патентов, применяемых в других странах, в англоязычной версии, что может гарантировать действительность опроса.Ключевые слова для поиска: «автоматическая коробка передач», «эпициклическая передача» и «планетарная передача». Диапазон лет для поиска в базе данных SooPAT — с 1992 по 2018 год, а в Espacenet — с 1940 по 2018 год. Следует указать, что патенты, примененные в последние годы, находятся в поиске, хотя они еще не выданы.

Патенты со следующими условиями игнорируются.

(1) Содержание не касается конфигурации механизмов АТ. Например, игнорируются те, что касаются системы управления и дизайна внешнего вида.

(2) Механизмы АТ оснащены ОГТ.

(3) EGT, используемый в патенте, не является единой системой, а образован двумя или более EGT, соединенными друг с другом с помощью подвижных элементов.

3.2. Обработка патентов

В соответствии с графическим представлением все EGT в патентах преобразуются в соответствующие DBG. Следовательно, структурные характеристики ЭГТ могут быть получены путем анализа соответствующих ГДС.

Для ВГТ с двойными планетарными передачами не изменяет подвижность, а именно степень свободы ВГТ, значение передаточных чисел и количество соосных звеньев при удалении второй планетарной передачи.Поэтому двухпланетные EGT упрощаются за счет удаления одной из планетарных шестерен. В связи с этим на рисунке 3 показан пример, демонстрирующий вышеупомянутое упрощение.

Следует указать, что в настоящем исследовании рассматриваются только конфигурации газовых турбин, используемых в существующих конструкциях. Расположение компонентов для ввода, вывода и неподвижных элементов не рассматривается. Извлеченные патенты утилизируются следующим образом.

(1) Получите EGT, используемые в патентах, удалив корпуса, преобразователи крутящего момента и переключающие элементы.

(2) Преобразование EGT в соответствующие DBG.

(3) Классифицировать DBG на основе количества вершин, мобильности и набора ссылок.

(4) Обнаружение изоморфизма DBG в одной и той же группе и сохранение только одной из изоморфных DBG.

(5) Преобразование сохраненных DBG в базовые графики.

(6) Обнаружение изоморфизма базовых графов и сохранение только одного из изоморфных базовых графов.

3.3. Результаты поиска
Поиск в базах данных SooPAT и Espacenet приводит к обнаружению 673 патентов AT, оснащенных EGT.Эти результаты анализируются на основе стратегии поиска. Следует указать, что 549 патентов получены из базы данных SooPAT, а остальные 124 пациента дополнены из базы данных Espacenet. На Рисунке 4 и Рисунке 5 показано ежегодное количество патентов на АТ и доля распределения по каждой стране среди патентообладателей, соответственно. На рис. 4 показано, что количество патентов на АТ каждые пять лет увеличивается с течением времени, а это означает, что все больше и больше внимания уделяется инновациям в области АТ.На Рисунке 5 показано, что около 17,8% искомых патентов принадлежат Китаю, в то время как большая часть остальных принадлежит развитым странам, таким как Германия, США, Япония и Корея. После обработки патентов получаются 274 DBG и 67 базовых графиков. Для удобной и интуитивно понятной категоризации и экранирования ГД они разбиты на 13 групп в соответствии с подвижностью соответствующих ГД и степенью пустотности вершин. Некоторые патенты с более чем одной конфигурацией EGT помещены в разные группы.В таблице 1 представлены результаты проведенного опроса. Из-за недостатка места здесь представлена ​​только часть результатов поиска. Все результаты, включая DBG и соответствующие базовые графики, представлены в дополнительных материалах.

Группа 1: ДДГ с двумя степенями свободы с полой вершиной четвертой степени

Для ДДГ с двумя степенями свободы с полой вершиной четвертой степени соответствующая ЭГТ имеет одну степень свободы и четыре коаксиальных звена. В группе пять DBG, и они объединены в два звеньевых ассортимента.Результаты показаны в таблице 2. Первый и пятый EGT, показанные в таблице 2, известны как планетарный механизм Симпсона и планетарный механизм Равиньо соответственно. Эти механизмы широко используются в АТ-индустрии.

Группа 2: ДДГ с двумя степенями свободы с полой вершиной пятой степени

Для ДДГ с двумя степенями свободы с полой вершиной пятой степени соответствующая ЭГТ имеет одну степень свободы и пять коаксиальных звеньев. В группе 13 DBG, и они объединены в пять звеньев. В таблице 3 показаны некоторые из этих результатов.

Группа 3: ГДС с тремя степенями свободы с полой вершиной пятой степени

Для ГДС с тремя степенями свободы с полой вершиной пятой степени соответствующая ЭГТ имеет две степени свободы и пять коаксиальных связей. В группе три DBG, где они относятся к однозвенному ассортименту. В таблице 4 показаны результаты для таких DBG.

Группа 4: ДДГ с двумя степенями свободы с полой вершиной шестой степени

Для ДДГ с двумя степенями свободы с полой вершиной шестой степени соответствующая ЭГТ имеет одну степень свободы и шесть коаксиальных звеньев. В группе девять DBG, и они объединены в пять звеньевых ассортиментов.Таблица 5 иллюстрирует некоторые из этих результатов.

Группа 5: ГДС с тремя степенями свободы с полой вершиной шестой степени

Для ГДС с тремя степенями свободы с полой вершиной шестой степени соответствующая ЭГТ имеет две степени свободы и шесть коаксиальных звеньев. В группе 31 DBG, и они объединены в четыре звеньевых ассортимента. Некоторые из этих результатов показаны в Таблице 6.

Группа 6: ГДС с двумя степенями свободы и полой вершиной седьмой степени

Для ГДС с двумя степенями свободы с полой вершиной седьмой степени соответствующая ЭГТ имеет одну степень свободы и семь коаксиальных звеньев.В группе две DBG, и они классифицируются по двум ассортиментам звеньев. Результаты представлены в табл. 7.

Группа 7: ДБГ с тремя степенями свободы с полой вершиной седьмой степени

Для ДБГ с тремя степенями свободы с полой вершиной седьмой степени соответствующая ЭГТ имеет две степени свободы и семь коаксиальных связей. В группе 62 DBG, и они объединены в шесть звеньевых ассортиментов. Некоторые из этих результатов проиллюстрированы в Таблице 8.

Группа 8: DBG с четырьмя степенями свободы с полой вершиной степени семь

Для DBG с четырьмя степенями свободы с полой вершиной степени семь соответствующая EGT имеет три степени свободы и семь коаксиальных связей.В группе 10 DBG, и они объединены в два звеньевых ассортимента. В таблице 9 показана часть результатов.

Группа 9: ДДГ с двумя степенями свободы с полой вершиной степени восемь

Для ДДГ с двумя степенями свободы с полой вершиной степени восемь соответствующая ЭГТ имеет одну степень свободы и восемь коаксиальных звеньев. Так как в группе только одна DBG, она относится к одному ассортименту звеньев. Ассортимент звеньев и DBG показаны в таблице 10.

Группа 10: DBG с тремя степенями свободы с полой вершиной степени восемь

Для DBG с тремя степенями свободы с полой вершиной степени восемь соответствующая EGT имеет две степени свободы и восемь коаксиальных ссылки.Аналогично предыдущей таблице, так как в группе только одна БДГ, она относится к одному ассортименту звеньев. Ассортимент звеньев и DBG показаны в таблице 11.

Группа 11: DBG с четырьмя степенями свободы с полой вершиной степени восемь

Для DBG с четырьмя степенями свободы с полой вершиной степени восемь соответствующая EGT имеет три степени свободы и восемь коаксиальных ссылки. В группе 105 DBG, поэтому они разделены на четыре ассортимента звеньев. Таблица 12 иллюстрирует некоторые из этих результатов.

Группа 12: ГДС с четырьмя степенями свободы с полой вершиной девятой степени

Для ГДС с четырьмя степенями свободы с полой вершиной девятой степени соответствующая ЭГТ имеет три степени свободы и девять коаксиальных связей.В группе девять DBG, которые разделены на три ассортимента звеньев. Некоторые результаты показаны в Таблице 13.

Группа 13: DBG с пятью степенями свободы с полой вершиной девятой степени

Для DBG с 5 степенями свободы с полой вершиной девятой степени соответствующая EGT имеет четыре степени свободы и девять коаксиальных связей. В группе 23 DBG, которые разделены на два ассортимента звеньев. Некоторые результаты представлены в Таблице 14.

4. Структурные характеристики EGT

Существующие EGT, используемые в патентах AT, полученные в результате исследования, представлены в Разделе 3, а часть результатов представлена ​​в Таблице 2, Таблице 3, Таблице 4, Таблица 5, Таблица 6, Таблица 7, Таблица 8, Таблица 9, Таблица 10, Таблица 11, Таблица 12, Таблица 13 и Таблица 14.В настоящем исследовании количество звеньев EGT, используемых для AT, составляет от шести до четырнадцати, а количество коаксиальных звеньев — от четырех до девяти. При этом подвижность ЭГТ, применяемых в АТС, составляет 1–4, а количество рядов передач — 2–6. АТ разрабатываются в сторону большего количества передач, что требует, чтобы количество звеньев EGT, особенно коаксиальных звеньев, становилось все больше и больше. В соответствии с подвижностью ГДС и степенью пустотности вершин результаты разбиты на 13 групп. Кроме того, DBG в одних и тех же группах разделены на несколько подгрупп в зависимости от ассортимента ссылок, к которому они принадлежат.Люди могут быстро определить, к какой группе принадлежит DBG, и определить, является ли DBG новой конфигурацией, на стадии концепции процесса проектирования AT. Путем анализа функциональных схем EGT и соответствующих DBG, полученных из патентного обзора, структурные характеристики EGT резюмируются следующим образом. (1) Таблица 1 показывает, что EGT с подвижностью два и три широко используются в AT. Для получения определенного передаточного числа включаются некоторые переключающие элементы, чтобы подвижность механизма АТ была равна количеству входных элементов.Если задействовано f переключающих элементов, F-DOF EGT будет преобразован в (F-f + 1)-DOF AT механизм. Например, на рис. 6а показана структурная схема механизма АТ [59], который состоит из 6 переключающих элементов и 11-звенной ЭГТ с двумя степенями свободы, как показано на рис. 6б. В механизме AT есть один элемент ввода. Следовательно, число зацепляющих переключающих элементов должно быть (2 + 1 — 1), а именно два, под каждой передачей, что согласуется с расположением в патенте.

Как правило, в каждом AT имеется только один элемент ввода.Кроме того, количество зацепляющих переключающих элементов влияет на сложность и трудоемкость системы управления. Поэтому количество зацепляющих переключающих элементов всегда должно быть меньше четырех, а значит, для применения в АТ больше подходят ЭГТ с подвижностью два или три. Кроме того, входные элементы всегда изменяются, чтобы увеличить количество передаточных чисел, когда в AT используются EGT с одной степенью свободы.

(2) В EGT нет избыточных ссылок. Избыточное звено определяется Цаем [14] как звено, которое никогда не используется в качестве входного, выходного или противодействующего элемента и не изменяет подвижность механизма при его удалении.Зацепление шестерен происходит между планетарной шестерней и солнечной шестерней (или зубчатым венцом) или между планетарными шестернями. Все планетарные шестерни в EGT из патентного обзора входят в зацепление с двумя или более шестернями, а это означает, что количество зубчатых соединений для каждой планетарной шестерни равно или больше двух. (3) В ней нет вырожденных структур. ЭГТ. Если в EGT есть группа звеньев, вращающихся с одинаковой скоростью, относительное движение между звеньями отсутствует, что определяется как вырожденная структура [75,76].Степень свободы вырожденной структуры равна нулю, а именно жесткой цепи [77]. EGT будет преобразован в зубчатую передачу с меньшим количеством звеньев путем замены вырожденной структуры одним звеном. (4) Подграф DBG представляет собой дерево за счет удаления пунктирных линий. На рис. 7 видно, что штриховые линии ДБГ планетарного механизма Симпсона удалены. Кроме того, на рис. 7б показан подграф, представляющий собой дерево, основанное на определении теории графов.

В соответствии с концепцией дерева в теории графов можно вывести структурные характеристики (5) и (6).

(5) Количество вращательных соединений N r n-звенного EGT равно n-1. Согласно представлению на основе графа в разделе 2.1, сплошные вершины, полые вершины и сплошные линии обозначают звенья, множественные соединения и вращающиеся пары соответственно. На рисунке 7 показано, что количество вершин равно семи, где одна из вершин является полой вершиной, что означает наличие шести звеньев и одного кратного соединения в EGT. Исходя из определения составного соединения, количество вращающихся пар должно быть на одну меньше, чем количество сплошных линий.Другими словами, количество вращательных пар равно пяти. (6) Количество основных витков равно количеству зубчатых соединений N g . Фундаментальные петли определяются как набор петель, так что любая произвольная петля графа может быть выражена как линейная комбинация петель в наборе петель. На рис. 7 показано, что основная петля формируется путем добавления пунктирной линии. Следовательно, число основных витков планетарного механизма Симпсона равно 4.

(7) Исходя из определения степени свободы для планарного механизма и конструктивной характеристики (5), подвижность F E n-звенного ЭГТ может можно получить из выражения F E = n − 1 − N g .

(8) В соответствии со структурной характеристикой (2) вершины, изображающие планетарные шестерни, инцидентны сплошной и не менее чем двум пунктирным линиям, так что они не могут напрямую соединяться с полой вершиной.

(9) Вершины, представляющие планетарные шестерни, не будут примыкать друг к другу сплошными линиями. Вершины, представляющие коаксиальные связи, не будут соседствовать друг с другом.

(10) В некоторых EGT, используемых в AT, имеются петли, образованные только зубчатыми соединениями. Другими словами, DBG, включающие петли, образованные только пунктирными линиями, могут использоваться в AT.Эти EGT включают четвертый EGT, показанный в Таблице 2, второй EGT, показанный в Таблице 5, и второй EGT, показанный в Таблице 7. В практической конструкции необходимы строгие требования к параметру размера зубчатых колес, чтобы удовлетворить цель проектирования. Поэтому структура обычно применяется в особых ситуациях.

(11) В каждом EGT есть один главный вал, что означает, что в DBG есть только одна полая вершина. Исходя из определения множественных соединений, линии, попадающие в полую вершину, не должны быть представлены пунктирными линиями.Полая вершина имеет степень с максимальным номером.

(12) Неплоские ДБГ также могут быть использованы для АТ, например ДБГ в звеньевом ассортименте [2; 8; 1; 1; 0; 1], представленной в таблице 7, и ДБГ в звеньевом ассортименте [3; Б; 0; 0; 0; 0; 0; 1] показан в таблице 13. Следует отметить, что некоторые структурные характеристики были предложены Цаем [14].

5. Способ получения новой конфигурации ЭГТ

В результате проведенного патентного исследования получены 274 различных ГДГ в соответствии с графическим представлением ЭГТ.Затем получают 67 базовых графиков путем преобразования штриховых линий ГДГ в сплошные линии. И наоборот, DBG, а именно EGT, могут быть получены из базовых графов. Поэтому здесь предлагается метод, основанный на базовых графах для синтеза EGT. В процессе синтеза следует исключить ТГТ, нарушающие указанные выше структурные характеристики, а остальные можно выбрать для использования в АТ в зависимости от требований. Согласно источнику основных графиков, новые конфигурации EGT могут быть получены двумя способами.

5.1. Базовые графики из существующих продуктов и патентов

Базовые графики можно получить из существующих продуктов и патентов с помощью метода преобразования. Таким образом, повышается вероятность получения новых конфигураций, аналогичных по структуре и характеристикам существующим. Необходима большая подготовительная работа. EGT, используемые в существующих продуктах AT и патентах AT, должны быть исследованы и сохранены в базе данных AT как можно полнее. Эти EGT применяются не только для получения основных графиков для процесса синтеза, но и для определения того, использовались ли ранее EGT, полученные в процессе синтеза.После подготовительных работ можно приступать к процессу синтеза новых ТГТ.

(1) Определите объект задачи. Например, ожидается получение новых шестизвенных EGT с одной степенью свободы и одним главным валом. В соответствии со структурными характеристиками (5) и (7) должно быть одно шарнирное соединение, пять вращательных пар и четыре пары зубчатых колес.

(2) Выберите базовый график EGT, используемых в существующих продуктах AT или патентах, на основе объекта задачи. DBG для ожидаемых EGT должны содержать семь вершин, шесть сплошных линий и четыре штриховых линии, степень свободы которых равна двум согласно уравнению (5).DBG, показанные в таблице 2, удовлетворяют условиям. Возьмем в качестве примера EGT, используемый в планетарном механизме Равиньо, и получим соответствующий базовый граф, как показано на рисунке 8.

(3) Выберите сплошные линии, не пересекающиеся с полыми вершинами. Согласно структурной характеристике (11) имеется 6 сплошных линий, инцидентных полой вершине, а значит, они могут быть преобразованы в штриховые линии.

(4) Получите DBG, превратив сплошные линии в пунктирные.Четыре из 6 сплошных линий должны быть преобразованы в пунктирные линии. Затем должно быть 15 (т. е. C64) DBG, как показано на рисунке 9.

(5) Удалите DBG, нарушающие структурные характеристики. ГДГ (1), (11), (13) и (15) нарушают структурную характеристику (8), поскольку вершины, изображающие планетарные шестерни, инцидентны только штриховым линиям. С другой стороны, ГДС (4), (5), (10), (12) и (14) нарушают структурную характеристику (9), так как вершины, изображающие сателлиты, примыкают друг к другу сплошными линиями.Поэтому их следует исключить.

(6) Обнаружение изоморфизма DBG. ДБГ (6) и (8) изоморфны друг другу, так же как и ДБГ (7) и (9). Таким образом, сохраняются только ДБГ (6) и (7). Сохраненные DBG показаны в таблице 15.

(7) Определите, использовались ли сохраненные DBG в существующих продуктах или патентах AT. Если нет, то DBG являются новыми и могут использоваться для инноваций AT.

Вторым полученным DBG в таблице 15 является планетарный механизм Ravigneaux, и он также встречается в патенте AT, зарегистрированном компаниями Aisin и Toyota [78].В этом патенте АТ состоит из планетарного механизма Равиньо, планетарного ряда с двойными планетарными шестернями, 4 сцеплений, 2 тормозов и 1 обгонной муфты (OWC). Благодаря разделению и комбинации сцеплений и тормозов он может обеспечить 8 передач переднего хода и 2 передачи заднего хода. Следует отметить, что запатентованная АТ была применена в автомобилях LS460 под названием AA80E. Остальные три DBG не обнаружены в базе данных AT, созданной в ходе патентного обзора. Это новые конфигурации, и новые продукты AT можно получить, добавив несколько сцеплений и установив несколько рядов шестерен.Обнаружено, что третья полученная ГДС содержит петлю, образованную только пунктирными линиями. По конструктивной характеристике (10) он также может быть использован для АТ в некоторых специфических ситуациях.
5.2. Базовые графы из базы данных топологических графов с одним и несколькими суставами
Базовые графы могут быть получены из базы данных топологических графов с одним и несколькими суставами, созданной Ding et al. [32], где были синтезированы однократно-суставные топологические графы с числом связей до 16. На рис. 10 показаны некоторые топологические графы с одним и несколькими соединениями.Таким образом, процесс синтеза становится более целенаправленным и быстрым, и легко получаются совершенно новые конфигурации.

(1) Определите количество каналов и мобильность ожидаемых EGT. Например, EGT с 8 звеньями и 1 DOF необходимы для инноваций AT.

(2) Получить количество линий и вершин ожидаемых базовых графов. Согласно методу преобразования соответствующая БДГ имеет девять вершин и две степени свободы. С другой стороны, структурные характеристики (4)–(7) указывают на то, что должно быть 8 сплошных и 6 штриховых линий.Тогда базовые графы, применяемые для преобразования, должны иметь восемь сплошных вершин, одну пустую вершину и 14 сплошных линий.

(3) Получите мобильность основных графов. Согласно критерию Чебычева–Грюблера–Кутцбаха для плоских механизмов [31], подвижность базовых графов равна –5.(4) Получить базовые графы из базы данных. На основе базы данных однократных топологических графов могут быть получены базовые графы с восьмизвенной (–5)-степенью свободы. За исключением графов, нарушающих структурную характеристику (11), остальные базовые графы могут быть использованы для получения ГДС.Базовый граф в ассортименте ссылок [1; 7; 0; 1] выбран в качестве примера, который представлен на рис. 11. Хотя он неплоский, полученные из него ГДС могут быть применены в АТ в соответствии со структурной характеристикой (12).(5) Получить ГДГ из базовых графов. На базовом графике 14 линий, 9 из которых могут быть преобразованы в штриховые линии. Следовательно, будет 84 (т. е. C96) DBG. Исключая ДБГ, несовместимые со структурными характеристиками (2)–(9), и учитывая проблему изоморфизма, остается девять ДБГ.В Таблице 16 показаны оставшиеся DBG. Добавляя несколько муфт по мере необходимости, можно получить новые конфигурации для использования в AT.

6. ​​Выводы

Для того, чтобы понять статус применения EGT, используемых в AT, был проведен патентный обзор и проанализировано 673 патента AT в этом отношении. На основе графового представления получены 274 БДГ, которые разбиты на 13 групп в соответствии с подвижностью БДГ и степенью пустотности вершин. Результаты опроса показывают статус применения EGT, используемых в AT, и обеспечивают контраст для инноваций AT.Кроме того, структурные характеристики EGT проанализированы и обобщены. Структурные характеристики применяются для определения возможности использования полученных EGT в AT и исключения конфигураций, нарушающих требования AT.

На основе результатов обследования и базы данных однократных топологических графов путем преобразования между ГДС и базисными графами предлагается метод синтеза ЭГТ с одним главным валом. В предлагаемом методе применяется модель представления, а именно DBG, что позволяет эффективно избежать проблемы псевдоизоморфизма.Кроме того, предложенный способ позволяет получить конфигурации, аналогичные существующим, а также полностью новые конфигурации, которые могут в определенной степени обойти патентную защиту существующей конструкции трансмиссии. Кроме того, метод может быть реализован программным кодом и установлен на компьютеры для поддержки автоматических операций. Установлено, что предложенная схема облегчает и ускоряет концептуальную стадию процесса проектирования.

В настоящем исследовании было получено значительное количество новых конфигураций EGT, чтобы обеспечить конфигурационную основу для новых AT с лучшими характеристиками.Полученные новые конфигурации могут дать возможность для развития индустрии AT. Дальнейшая работа будет рассмотрена для выбранных входных, выходных и фиксированных элементов, а также для расположения подвижных элементов.

404 Страница ошибки


Импакт-фактор журнала: 1,30*, ICV: 107,21, рейтинг NAAS: 3,75 

Journal of Industrial Pollution Control — это рецензируемый онлайн-журнал с открытым доступом, выходящий два раза в год, известный быстрой публикацией инновационных исследований, охватывающих все аспекты загрязнения, которое может возникнуть в результате промышленного производства, доставки и потребления, включая почву, воду, воздух и необходимо принять меры, чтобы свести к минимуму его воздействие на человечество в целом и на планету Земля в частности.

Journal of Industrial Pollution Control подробно публикует сложные вопросы контроля за промышленным загрязнением, уделяя особое внимание таким областям, как процессы очистки сточных вод, исследование характеристик, мониторинга и очистки промышленных сточных вод, контроль загрязнения воздуха, экологическая токсикология, экологическое законодательство, переработка и повторное использование сточные воды, биоремедиация, изменение климата и гигиена труда.

Этот журнал с самым высоким импакт-фактором отвечает потребностям автора, обеспечивая максимальную видимость статьи, поскольку он индексируется в престижных базах данных, включая EBSCO Publishing U.SA , Chemical Builds USA , Cambridge Science Tables , Тестология экологии , Тест на экологии , Тест на загрязнение , Геологические референы , Международное развитие референов , Океанографическая литература Обзор , Индийская наука, , Niscair , Индия . Журнал также представлен в Uhlrich International Periodical Directory, Великобритания, Gale Directory, Великобритания и каталоге периодических изданий SAARC

Journal of Industrial Pollution Control аккредитован Национальной академией сельскохозяйственных наук, NAAS, Индия .

Журнал стремится публиковать наиболее полный и надежный источник информации об открытиях и текущих разработках, таких как исследовательские работы, обзоры, технические статьи, отчеты о случаях, краткие сообщения и т. д. по всем аспектам области, делая их доступными для исследователей в Интернете. по всему миру.

turkceingilizce.gen.tr ile turkce ingilizce ceviri, cumle ceviri ya da ingilizce turkce ceviri hizmetlerinden yararlanabilirsiniz. ingilizceturkce.gen.tr ile ingilizce turkce ceviri, turkce ingilizce ceviri, cumle ceviri, turkceyi ingilizceye ceviri ya da ingililizceyi turkceye ceviri ucretsiz.

Этот научный журнал использует Editorial Manager System для обеспечения качества в процессе рецензирования. Редакционная система менеджера представляет собой онлайн-представление рукописи, рецензирование, которое отслеживает ход статьи. Обработку рецензий осуществляют члены редколлегии журнала «Контроль за промышленным загрязнением» или сторонние эксперты; для принятия любой цитируемой рукописи требуется одобрение как минимум двух независимых рецензентов, за которым следует редактор. Авторы могут отправлять рукописи и отслеживать их продвижение через систему, возможно, до публикации.Рецензенты могут загружать рукописи и представлять свое мнение редактору. Редакторы могут управлять всем процессом подачи/рецензирования/редактирования/публикации.

Отправить рукопись по телефону
https://www.scholarscentral.org/submissions/industrial-pollution-control.html

.
Разное

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован.