Какое передаточное число лучше. Как подобрать передаточное число кпп

Планетарный редуктор и планетарная передача — теория

Рассмотрен принцип действия планетарной передачи, указаны преимущества и недостатки применения планетарных редукторов. Приведена схема планетарной передачи и расчет передаточного отношения редуктора.

Планетарный редуктор и планетарная передача

Зубчатая передача

Устройство планетарного механизма основано на вращении тел зубчатой передачи, которые непосредственно взаимодействуют с главным двигателем. Именно такое соединение и служит для передачи силы от редуктора до других механизмов с изменением скорости их вращения. Таким образом происходит передача крутящего момента от двигателя на колеса через основную ось, главную шестерню и сателлиты.
Вообще устройство зубчатой передачи достаточно простое и понятное. Вот, что входит в конструкцию обычной передачи.
Для соединения с главной передачей имеются две зубчатые шестерни, таким образом происходит зацепление. При движении происходит передача скорости вращения с главной шестерни на ведомую за счет зацепов. Наименьшее колесо в конструкции называется шестерней, а наибольшее будет главным и ведомым колесом.

Планетарный механизм

Схема планетарной передачи

Редукторы с зубчатой передачей, колеса которых имеют движущиеся оси, называются планетарными. Внутри расположены зубчатые колеса, перемещающиеся на своих, геометрических осях. Такие шестерни получили название сателлиты, потому что вся конструкция очень похожа на солнечную систему. Главные шестерни называются центральными колесами. Сателлиты крепятся на своих осях и вращаются вокруг главной передачи при помощи водила, которое движется так же, как и центральное колесо, вокруг главной оси. Центральное колесо остается неподвижным, а другие шестерни можно заблокировать или разблокировать полностью.

Если центральное колесо неподвижно, то второе постоянно движется. Ведущим здесь является вал подвижного колеса, а ведомым-водила. Если разблокировать все зубчатые колеса вместе с ведомым, то такая передача будет дифференциальной. Выделяют два основных и ведущих звена и одно ведомое.

При подробном рассмотрении простейшей планетарной передачи мы видим: ведущее колесо или водило, ведомое с тремя сателлитами, вращающимися вокруг центральной оси и центральное, неподвижное колесо.

Передаточное отношение

Чтобы рассчитать передаточное отношение редуктора, необходимо заметить определенное количество неподвижных звеньев(1,2,3 и Н) и условно задать им поступательное вращение со скоростью wH, равное скорости вращения водила, но с обратным знаком. Скорость зацепления зубчатых колес не изменяется. Таким образом скорость + wH +(- wH)=0, то есть водило будет остановлено. Если водило неподвижно, тогда планетарная передача превращается в зубчатую, где все колеса неподвижны. Сателлиты не учитываются. Их вращение будет положительным при одинаковом вращении шестерен, а отрицательным при противоположном вращении:i=(? 1 -? H)/(? 3 -? H)=-(z 3 /z 1), где z 1 и z. Если колесо 3 закреплено неподвижно, то угловая скорость водила Н = 1 /[1+(z 3 /z 1)], а передаточное отношение i =1+z 3 /z 1.

Как обычно, для работы редуктора с одноступенчатой передачей при больших нагрузках становится мало, поэтому стали изготавливать двух и трех ступенчатые редукторы, а иногда и четырех ступенчатые. Чаще всего применяется двухступенчатая передача.

Двухступенчатая планетарная передача.

Для других редукторов передаточное отношение высчитывается таким же способом. Для двухступенчатого редуктора, где центральное колесо 1—ведущее, водило Н2 — ведомое, центральные колеса 3 и 4 закреплены в корпусе, передаточное отношение i=1+z 2 z 3 /z 1 z 4.

При всех достоинствах планетарного редуктора, нужно знать, что при сильном вращении шестерни, КПД всего механизма сильно ухудшается.

Нагрузка от центрального колёса водила восприниматься всеми шестеренками (1-6) одинаково, при этом их размеры значительно меньше, чем у обычной передачи. Следовательно, главными преимуществами планетарной передачи являются большая скорость вращения, небольшой вес и компактность. Дифференциальные передачи используются в автомобиле для разложения движения, а так же в различных станках. К минусам такой передачи относится ее трудоемкое изготовление и сложная сборка на предприятии. Такие редукторы благодаря своим преимуществам находят свое применение во многих отраслях производства: в машиностроении, приборах, станкостроении, в транспорте.

Использован материал из книги «Детали машин» Гузенков П.Г.

Так же по теме предлагаем статью «Планетарный редуктор» с примером расчета передаточного отношения и анимированными схемами ступеней планетарного редуктора.

Передаточное число — трансмиссия

Передаточное число трансмиссии равно произведению передаточного числа коробки 1К на постоянное передаточное число / о остальных редукторов трансмиссии.
 

Чем больше передаточное число трансмиссии, тем обычно больше угловая скорость двигателя и меньше степень использования его мощности. Поэтому движение автомобиля на низших передачах обычно сопровождается увеличением расхода топлива.
 

Задают передаточное число трансмиссии гтр.
 

Ряд передаточных чисел трансмиссии может быть геометрическим или в большей или меньшей степени отличающимся от него. Геометрический ряд применяется в том случае, если коробка передач состоит из основной коробки и диапазонного редуктора, удваивающего число ступеней так, что одна и та же пара зубчатых колес основной коробки обслуживает как одну из высших ступеней ряда, так и одну из низших ступеней ряда передач.
 

Рассмотрим определение передаточного числа трансмиссии. Задачу решают при принятой схеме трансмиссии ( рис. 11.1) и поршневом насосе с передачей от трансмиссионного к коленчатому валу.
 

Арифметический рад передаточных чисел трансмиссии. При арифметическом ряде передаточные числа трансмиссии подбираются так, чтобы интервалы сил Рк тяги для всех передач были одинаковыми. На рис. 29.2, б показана лучевая диаграмма трехступенчатой трансмиссии, отвечающей указанному требованию.
 

Рассмотрим определение передаточного числа трансмиссии.
 

Как видно, необходимое передаточное число трансмиссии буровой лебедки уменьшается с увеличением кратности оснастки талевой системы. Благодаря меньшему редуцированию упрощается конструкция и снижается металлоемкость трансмиссии

Важно также отметить, что с увеличением кратности оснастки уменьшаются изгибающие и крутящие моменты, которые действуют на детали подъемного механизма, расположенные между лебедкой и двигателями, и возрастают запас сцепления фрикционных муфт и запас торможения ленточного тормоза лебедки, что благоприятно влияет на срок их службы. Поэтому при выборе кратности оснастки следует не только исходить из прочности каната, но и учитывать влияние кратности оснастки на конструктивные и эксплуатационные качества всего подъемного механизма буровой установки.
 

Как видно, необходимое передаточное число трансмиссии буровой лебедки уменьшается с увеличением кратности оснастки талевой системы

Важно также отметить, что с увеличением кратности оснастки уменьшаются изгибающие и крутящие моменты, которые действуют на детали подъемного механизма, расположенные между лебедкой и двигателями, и возрастают запас сцепления фрикционных муфт и запас торможения ленточного тормоза лебедки, что благоприятно влияет на срок их службы. Поэтому при выборе кратности оснастки следует не только исходить из прочности каната, но и учитывать влияние кратности оснастки на конструктивные и эксплуатационные качества всего подъемного механизма буровой установки.
 

Недостатком геометрического ряда передаточных чисел трансмиссии является неравенство диапазонов сил тяги на крюке при работе на различных передачах: чем выше передача, тем меньше этот диапазон.
 

В табл. 10 приведены передаточные числа трансмиссий некоторых полугусеничных автомобилей.
 

Коробка передач обеспечивает изменение передаточного числа трансмиссии, длительное отключение двигателя от ведущих колес, движение трактора задним ходом.
 

Влияние передаточного числа на динамику

Передаточное число – величина вычисляемая, она находится отношением числа зубьев ведомой шестерни к количеству ведущей. Чем выше это значение, тем двигатель быстрее накрутит нужное количество оборотов и разгонит автомобиль более стремительно. «Супер!», — скажете вы, но ошибетесь в главном – максимум скорости в этом случае будет меньшим, а переключать передачи вам придется намного чаще. Поэтому производители придерживаются средних значений передаточных чисел КПП, создавая многоступенчатые конструкции.

Сначала конструкции КПП содержали 3 вала, где 3-я передача являлась прямой и позволяла достигать предельной скорости. Последующая же регулировка скорости сводилась к уменьшению оборотов двигателя через подачу топлива, в этом случае эффект управления скоростью достигался, но терялась экономичность авто совершенно. Поэтому количество передач увеличили, и бывшая прямая третья стала четвертой или пятой, а далее достигла и более высоких ступней.

Передаточные числа механической коробки передач самой распространенной 5-скоростной КПП находятся в следующих диапазонах:

• 1-я передача – от 3 до 4;
• 2-я передача – от 2 до 2,9;
• 3-я передача – от 1,2 до 1,9;
• 4-я передача – от 0,9 до 1,2;
• 5-я передача – от 0,7 до 0,9;
• задний ход – от 3 до 4.

Если передаточные числа АКПП будут настроены неправильно, то комфорта от поездки за рулем добиться не удастся. А вот в АКПП передаточные числа при несбалансированности способны равномерное движение автомобиля превратить в езду на упрямом осле, сопровождающуюся постоянными рывками и необоснованно большим расходом топлива.

Оптимальными специалисты считают значения, расположенные близко друг к другу, тогда у автомобиля будет разгон без рывков при переключении скоростей. Такого дробления не удастся осуществить, если передач будет мало, поэтому чем больше передач – тем лучше для вашего комфорта при вождении. Особенно это касается машин с автоматом: если есть возможность выбора, то АКПП с 5-ю, 6-ю, 7-ю скоростями будет намного предпочтительнее 4АКПП. Здесь за вас скорости переключает автоматика, и чем чаще она будет это делать, тем быстрее выйдут из строя дорогостоящие механизмы.

Часто значения передаточных чисел указывают в характеристиках автомобиля. За этими цифрами стоит скрупулезный подбор производителем оптимальных значений. Каких-то идеальных величин, как при оценке других параметров, здесь не существует. Поэтому назвать одно значение плохим, а другое хорошим нельзя, так как коробки передач влияют на динамику машины, а тип вождения и предпочтения у владельцев авто зачастую кардинально различны, и сложно рассматривать КПП отдельно от всего «организма» машины. Все скоростные режимы и рекомендации завода-изготовителя формируются только после определения передаточных чисел, ибо они должны учитывать такие нюансы, как:

• комфорт в управлении автомобилем, исключающий частое переключение передач как на механике, так и на автомате;
• хорошие показатели динамики автомобиля;
• все передачи должны работать слаженно, чтобы ни один режим поездки не выбивался из заданного ритма;
• расход топлива должен быть нормальным и соизмерим заявленной литражности, перегазовок быть не должно;
• длинная последняя передача способна разогнать авто до максимальной скорости;
• должна быть полная совместимость двигателя и передаточных чисел.

Последний пункт поясним немного подробнее. Для каждого двигателя разработчики создают коробку с заданными передаточными числами, поэтому задумываясь о замене КПП, вариант неродной коробки даже не стоит рассматривать. С данной модификацией вы можете приобрести массу проблем. Если новая коробка взята от такого же двигателя, но более мощного, то вам гарантирован больший износ мотора и не слишком удобное переключение скоростей, но к этому со временем можно привыкнуть, а вот преждевременный износ двигателя – вещь малоприятная.

Не лучше ситуация получается и при обратной замене – коробку взяли из пары, где двигатель был слабее. Этой модификацией вы обделите себя по потенциалу машины и увеличите топливные затраты на поездку.

Таким образом, для полноценной работы автомобиля в нем должна располагаться родная трансмиссия.
Но народные умельцы автомобильного тюнинга уже научились менять в машине передаточное число, используя новые шестерни в рядах и получая другие характеристики модели. Такие модификации часто проводят с автомобилями ВАЗ. Следствие этого — более интенсивный разгон автомобиля, но приходится жертвовать максимальной скоростью.

Передаточное число гоночных автомобилей также разительно отличается от серийных моделей, ибо перед ними стоят другие задачи эксплуатации.

Передаточное отношение и число зубьев зубчатой передачи

По своей схеме зубчатая
передача подобна фрикционной –
см.рис.11.1. Только здесь жесткое колесо
имеет внутренние, а гибкое – наружные
зубья (рис.11.7).

Рис.11.7

Гибкое
колесо деформируют так, что в точках В
между вершинами зубьев образуется
радиальный зазор, а в точках А зубья
зацепляются на полную рабочую высоту,
в точках Е зацепление промежуточное.
Ясно, что для зацепления необходимо
равенство модулей зубьев обоих колес.

Передаточное
отношение –
положим, что в формулах (11.10) и (11.11) d_F
и d_C
– диаметры делительных окружностей

(11.16)

При этом

(11.17)

Число
зубьев – на
рис.11.7 изображены различные фазы
зацепления зубьев. Здесь прямолинейный
профиль принят условно, в целях простоты
рассуждений. При вращении генератора
осуществляется относительный поворот
колес F
и С, при котором зубья колеса F
должны переходить из одной впадины
колеса в другую. Для этого и необходимо
расцепление зубьев в точке В. За четверть
оборота генератора зубья переходят из
положения В в положение А. В окружном
направлении они смещаются на полшага.
При неподвижном колесе С на полшага
поворачивается колесо F.
За полный оборот генератора – на два
шага. Это может быть, если разность z_C
– z_F
= 2 или равна числу волн генератора u.

В общем случае

z_C
– z_F
= К_zu (11.18)

где
К_z
= 1, 2, 3, …

Обычно
К_z
= 1, а u
= 2 и тогда

(11.19)

Зубья,
на которые набегает генератор (верхняя
правая и нижняя левая четверти окружности
– рис.11.7), входят в зацеплении. Зубья,
от которых убегает генератор (верхняя
левая и нижняя правая четверти окружности),
выходят из зацепления. При входе в
зацепление зубья (Е) совершают рабочий
ход и соприкасаются одними сторонами,
при выходе (Е’) – холостой ход и
соприкасаются другими сторонами.

Рассмотренная
схема движения зубьев позволяет понять,
что волновая передача может обеспечить
одновременное зацепление большого
числа зубьев. Теоретически дуга зацепления
может распространяться от В до А и от
В’ до А’. Или число зубьев в одновременном
зацеплении составляет 50% от z_F
или z_C.
Например, при
=
100,z_F
= 200 или 100 зубьев в одновременном
зацеплении вместо 1 
2 в простых передачах. Это одно из основных
преимуществ волновых зубчатых передач.
Оно обеспечивает им высокую нагрузочную
способность при малых габаритах.

Практически число
одновременно зацепляющихся зубьев или
размер дуги зацепления зависит от формы
и величины деформирования гибкого
колеса, от формы профиля зубьев и пр.
(см. ниже).

Выбор — передаточное число

Выбор передаточных чисел основной и дополнительной коробок передач производится при тяговом расчете автомобиля.
 

Выбор передаточного числа зависит от требуемой скорости движения автомобиля и мощности двигателя. У легковых автомобилей передаточное число колеблется в пределах от 3 2: 1 до 6 2: 1, у грузовых автомобилей — от 5 2: 1 до 7 5: I, а иногда и выше.
 

При выборе передаточного числа следует избегать общих множителей между числом ходов червяка и числом зубьев червячного колеса. В этом случае с помощью цилиндрической фрезы получают более чистую боковую поверхность и более высокую точность в положении начальной окружности червячного колеса, а также более благоприятные условия для работы и меньшего износа червячной передачи.
 

Вопрос о выборе передаточного числа мультипликатора представляет собой отдельную задачу.
 

Некоторые рекомендации по выбору передаточных чисел помещены в табл. 6.4. Наибольшие значения передаточных чисел следует принимать лишь в крайних случаях, так как передачи с наибольшими значениями i имеют большие габариты.
 

Может быть несколько причин, вызывающих желательность выбора передаточного числа у нижнего предела допустимых значений. Например, если нагрузка от трения составляет небольшую часть от общей нагрузки, то зубчатая передача может быть сделана более простой и экономичной.
 

К этим значениям и следует стремиться путем выбора передаточного числа кинематической схемы соединения электромагнита с исполнительным устройством при заданной противодействующей характеристике последнего и заданных размерах полюсного наконечника.
 

Вторым шагом при предварительном выборе основных параметров электропривода является выбор передаточного числа / редуктора, связывающего основной вал проектируемого механизма с двигателем.
 

Приведенные оптимальные передаточные числа являются лишь отправными величинами при выборе рабочего передаточного числа. Последнее выбирается после производства ряда расчетов с различными передаточными числами и сопоставления результатов с учетом максимально допустимой скорости механизма и требуемой мощности двигателя.
 

Если для привода используется высокоскоростной двигатель, то возникает проблема выбора передаточного числа механизма, связывающего двигатель с исполнительным звеном.
 

Таким образом, отмечая возможность улучшения тягово-сцепных свойств и экономичности автомобилей выбором оптимального передаточного числа межосевого дифференциала, необходимо констатировать, что окончательно эту задачу можно решить после проведения широких экспериментальных исследований по оценке фактических режимов работы автомобилей в различных дорожных условиях и выявлению истинного статистического распределения динамических реакций на осях и крутящих моментов, подводимых к ним, в том числе и при отборе мощности.
 

Средние значения КПД отдельных передач приведены в табл. 5.4, а рекомендации по выбору передаточных чисел — в табл. 5.5. Так как передачи с большими передаточными числами имеют большие габариты, их следует применять лишь в крайних случаях.
 

Если в системе привода с неизменным потоком возбуждения оптимальное значение передаточного числа редуктора не зависело от полного пути перемещения, то в рассматриваемой — системе эта зависимость — явно имеет место. Следовательно, выбор оптимального передаточного числа редуктора следует производить с учетом гистограммы перемещений рассматриваемого механизма.
 

Если действительный рабочий цикл совершается в растянутый период времени, то значительное количество тепла может быть удалено путем естественного охлаждения; но если рабочий цикл уплотнен в малый отрезок времени и включает высокие ускорения, то следует выбирать муфту увеличенного размера или прибегать к искусственному охлаждению. Способность муфты управлять заданной нагрузкой рассматривается в связи с выбором передаточного числа зубчатой передачи в § 14 — 7; здесь будет рассмотрена лишь энергия, рассеиваемая в муфте.
 

Точение. Геометрия токарного резца. Классификация токарных резцов. Операции, выполняемые на токарных станках.

Токарная
обработка (точение) — это механическая
обработка резанием наружных и внутренних
поверхностей вращения, в том числе
цилиндрических и конических, торцевание,
отрезание, снятие фасок, обработка
галтелей, прорезание канавок, нарезание
внутренних и наружных резьб на токарных
станках.

Классификация
токарных резцов

Для
токарной обработки применяют разнооб­разные
резцы. В зависимости от направления
движения подачи различают левые и
пра­вые резцы.

По
форме и расположению головки относительно
стержня резцы могут быть прямые, отогнутые
и оттянутые.

По
назначению различают проходные, упорные,
подрезные (торцовые), прорезные, отрезные,
фасонные, резьбовые и расточные резцы.

Инструментальные
материалы делят на сле­дующие три
группы.

Первая
группа — материалы дня инструмен­тов,
работающих на низких скоростях резания.
К ним относятся высококачественные
углеродистые инструментал ь-ные стали
(У10А, У11А, У12А)

Вторая
группа — материалы для инструментов,
работающих на повышенных скоростях
реза­ния, — быстрорежущие стали Р9,
Р12.

Третья
группа — материалы для инструментов,
работающих на высоких скоростях
резания,-металлокерамические твердые
сплавы, выпускаемые в виде пластинок
раз­личных размеров и форм.

Классификация
резцов по способу крепления режущей
части. а-цельный, б-сварной, в-с наплавленной
пластинкой, г-с механическим креплением
пластинки.

Основные
операции на токарных станках.

Обтачивание
гладких цилиндрических поверхностей.
Гладкие цилиндрические поверхности
деталей обтачивают проходными резцами
в два приема. Сначала черновым резцом
производят обдирку — грубое обтачивание,
— быстро снимая основную массу лишнего
металла.

Подрезание
торцов и уступов.Для подрезания
торцов и уступов на токарном станке
пользуются обычно подрезными резцами.

Вытачивание
канавокДля вытачивания канавок
служат прорезные резцы. Их режущая
кромка точно воспроизводит форму
канавки. Так как ширина канавок обычно
невелика, режущую кромку прорезного
резца приходится делать узкой, поэтому
она получается довольно ломкой. Для
повышения прочности такого резца высоту
его головки делают в несколько раз
больше ширины.

Вытачивание
конусов. В практике юного токаря
вытачивание конусов будет встречаться
реже, чем другие работы. Наиболее простой
способ— точение небольших конусов (не
более 20 мм) специальным широким резцом.

Обработка
внутренних поверхностей.Обработка
отверстий может производиться различными
инструментами, в зависимости от требуемой
формы поверхности и точности обработки.

Сверление
и рассверливание. Неглубокие отверстия
на токарном станке сверлят перовыми и
спиральными (цилиндрическими) сверлами.
Перовое сверло имеет плоскую лопатку
с двумя режущими кромками, переходящую
в стержень. Точность отверстия при
обработке перовым сверлом невелика,
поэтому его употребляют тогда, когда
большой точности не требуется.

И
другие.

40. Определение передаточных отношений простейших планетарных и дифференциальных передач

Планетарными называются передачи, в которых оси одного или нескольких колес закреплены в подвижном звене – водиле.

Любая планетарная передача состоит из трех групп элементов. Первая группа – центральные колеса (колеса, расположенные на неподвижных осях), вторая группа – сателлиты (колеса, расположенные на подвижном звене – водиле) и третья группа – водила.

На рис. 237 показана схема передачи, состоящей из центрального колеса 1, сателлита 2 и водила H.

В общем случае центральное колесо и водило могут получать вращение от двух источников независимо друг от друга. Такая передача имеет две степени свободы и называется дифференциальной.

Если закрепить центральное колесо, то получается передача с одной степенью свободы – движение можно передавать либо от водила к сателлиту, либо от сателлита к водилу – такая передача называется простой планетарной (рис. 238).

Чтобы в процессе решения задач глубже проанализировать кинематику планетарных передач, целесообразно не пользоваться готовыми выведенными в учебниках формулами, а применять метод сложения двух движений.

Сателлиты планетарных передач совершают сложное вращательное движение. Движение сателлитов относительно Земли (относительно неподвижной системы координат) складывается из вращения их вместе с водилом – переносного движения и вращения их вокруг осей, закрепленных в водиле, – относительного движения.

Метод сложения двух движений можно распространить и на центральные колеса. Так, например, закрепленное центральное колесо простой планетарной передачи можно считать вращающимся вместе с водилом и одновременно поворачивающимся на их общей оси в обратную сторону с такой же скоростью, что и водило.

Поэтому метод, который подробно изложен в решениях задач, включает следующие четыре этапа:

1. Мысленно закрепляем все колеса на водиле и придаем ему вращение с угловой скоростью водила относительно его собственной неподвижной оси – получаем первое движение.

2. Освобождаем колеса от водила. Водило мысленно закрепляем (превращаем планетарную передачу в обычную зубчатую передачу с неподвижными осями) и поворачиваем центральное колесо с угловой скоростью -(n_H-n_ц), т. е. с угловой скоростью, равной разности абсолютных скоростей водила и центрального колеса, но в обратную сторону относительно направления вращения водила. В результате этого движения центрального колеса все остальные колеса передачи получают соответствующие угловые скорости, определяемые при помощи передаточных отношений. Так получается второе движение.

3. Угловые скорости всех элементов передачи, получившиеся в первом и втором движениях, складываем.

4. Из получившихся в результате сложения действительных зависимостей между угловыми скоростями определяем неизвестные в задаче величины.

Введем такие обозначения:

n₁, n₂, n₃, … (или ω₁, ω₂, ω₃, …) – угловые скорости, выраженные в об/мин (рад/сек) у зубчатых колес (центральных или сателлитов), дифференциальных передач, индексы соответствуют нумерации колес; n_H (или ω_H) – угловая скорость водила в дифференциальной передаче.

Угловые скорости колес или водила в простой планетарной передаче (с закрепленным колесом) обозначим теми же буквами, но с верхними индексами в скобках, соответствующих закрепленному колесу, например n₂(1) (или ω₂(1)) – угловая скорость второго колеса при закрепленном первом; n_H(1) – угловая скорость водила при закрепленном первом и т. д.

Аналогично обозначим и передаточные отношения:

i₁₂(H) – передаточное отношение от колеса 1 к колесу 2 при неподвижном водиле;

i_2H(1) – передаточное отношение от колеса 2 к водилу при неподвижном первом колесе;

i_1H – передаточное отношение от колеса 1 к водилу в дифференциальной передаче и т. д.

При решении задач с планетарными передачами необходимо очень внимательно следить за правильностью определения знаков передаточных отношений между отдельными элементами передачи. Правило знаков передаточных отношений приведено в § 39.

Задача 201. Определить передаточное отношение от сателлита 2 к водилу H для простой планетарной передачи, показанной на рис. 238, если числа зубьев…

Задача 202. Определить передаточное отношение от колеса 2 к водилу H простой планетарной передачи с закрепленным колесом внутреннего зацепления (рис. 239),…

Задача 204. Определить передаточное отношение i_H1(3) для простой планетарной передачи, показанной на рис. 241, если числа зубьев…

Задача 205. Определить угловую скорость водила H и колеса 2 дифференциального зубчатого механизма (рис. 242), если число зубьев колес z₁=18,…

2 Построение внешней скоростной характеристики

Cкоростная
характеристика двигателя представляет
собой зависимость эффективной мощности
и крутящего моментадвигателя при установившемся режиме
его работы от угловой скорости коленчатого
вала двигателяили частоты его вращения.

Для
заполнения «таблицы 2.1 — Данные для
построения графиков внешней скоростной
характеристики двигателя и оценки
тягово-скоростной свойств автомобиля»
будем использовать следующие формулы:

Для
нахождения стендовой мощности:

где
a,b,c
взяты из пункта 1.5 .

Для
нахождения мощности двигателя при его
эксплуатации:

где

Для
нахождения стендового момента:

Для
нахождения момента двигателя при его
эксплуатации:

Для каждой
из передач определяем коэффициент
учета вращающичся масс автомобиля:

Где для одиночных автомобилей при их
номинальной нагрузке можно считать,
что

Для нахождения
скорости автомобиля:

Для нахождения
окружной силы на ведущих колёсах:

Для нахождения
коэффициента сопротивления качению:

Где коэффициент сопротивления качению
при движении автомобиля с малой скоростью
принимаем
.

Для нахождения
силы сопротивления качению:

Для нахождения
силы сопротивления воздуха движению
автомобиля:

Где
берём из пункта 1.4 .

Для нахождения
динамической характеристики автомобиля:

Для нахождения
прямолинейного ускорения автомобиля:

Результаты
расчета сведены в таблицу 2.1.

Таблицы
2.1 — Данные для построения графиков
внешней скоростной характеристики
двигателя и оценки тягово-скоростной
свойств автомобиля.

4. Редуктор с двумя внутренними зацеплениями рис. 3.Б

Передаточное
отношение такого редуктора определяется
по формуле:

=
. (3.22)

Найдем зависимость
чисел зубьев Z₁
и Z₄
от

при условии обеспечения минимальных
радиальных размеров (минимальных чисел
зубьев).

Минимальное число
зубьев колес с внутренними зубьями
равно 85, а находящихся в зацеплении с
ними сателлитов равно 20.

Минимальная
разность чисел зубьев колес, находящихся
во внутреннем зацеплении, равно 8.
Обозначим разности чисел зубьев Z₁-Z₂=D
и

Z₄-Z₁=C.
Тогда Z₂=Z₁-D
и Z₃=Z₄-D.
После подстановки в (3.22) величин Z₂
и Z₃
получим:

=
, (3.23)

откуда

D
=
.

Здесь

– абсолютное значение передаточного
отношения.

Минимальное
передаточное отношение при Z₂=20
из (3.23) получается равным 26,5 , а максимальное
при D=8
равно 828.

Задаваясь разностью
С=Z₄-Z₁
в пределах от 1 до 4, можно при известном
передаточном отношении

найти D,
а затем и числа зубьев всех остальных
колес при Z₁=85:

Z₂=Z₁-D,

(3.24)

Z₃=Z₂+C=Z₁-D+C,

(3.25)

Z₄=Z₁+C.

(3.26)

Если при этом
получится Z₂2
с использованием (3.23) при передаточных
отношениях
=10…70.

Число зубьев
сателлита Z₂
и разность С должны быть выбраны по
возможности наименьшими, т.к. при этом,
во-первых, уменьшается масса колес
передачи и, во-вторых, появляется
возможность создания многосателлитной
передачи. Так, например, при U=30
целесообразно принять С=1 и с помощью
графика найти Z₂=22.
Тогда при Z₁=85
получим Z₃=22+1=23
и Z₄=85+1=86.
Передаточное отношения при таких числах
зубьев составит величину

=8622/8622-8523=-30.03
что на 0.1% отличается от заданного.

Рис.4. Выбор числа
зубьев Z₂
для различных
значений U_пл=10…70
и С=1…4

Количество
сателлитов можно определить из условия
соседства сателлитов второго ряда
колес передачи (рис.5), т.е. исходя из
чисел зубьев Z₃
и Z₄,
т.к. Z₄>Z₂.

В соответствии
со схемой зацепления, показанной на
рис.5, условие соседства сателлитов
примет вид:

где k-
число сателлитов.

Подставив сюда z3 из (3.25) и z4 из (3.26) и несколько преобразуя, получим:

sin
> –1, (3.28)

откуда
можно найти максимальное количество
сателлитов

k_max=
= . (3.29)

Рис .5. К определению
условия соседства сателлитов

На рис.6. представлены
результаты расчета максимального числа
сателлитов по формуле ( 3.29 ) для передач
с
=10…70
при разных значениях
с = 1…4. Как видно из анализа рис.6, с
увеличением передаточного отношения

максимально возможное число сателлитов
уменьшается и, например, для
=60
значение “C”
допускается только равным 1 и к_max= 3, а для С
≥ 2 и

≥ 40 возможен только один сателлит, и
водило превращается в кривошип.

Рис.6. Выбор
максимального числа сателлитов для
различных

значений U_пл=10…70
и С=1…4