Главная Коллекция "Revolution" Производство и технологии Исследование геометрических и силовых показателей планетарной передачи типа K-H-V

Исследование геометрических и силовых показателей планетарной передачи типа K-H-V

Повышение прочности передачи K-H-V при заданных массо-габаритных показателях и снижение потерь мощности на трение путем улучшения геометрических и силовых показателей планетарного механизма. Создание новых конструкций планетарных передач типа K-H-V.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	автореферат
Язык	русский
Дата добавления	13.08.2018
Размер файла	1,4 M

посмотреть текст работы

скачать работу можно здесь

полная информация о работе

весь список подобных работ

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Блинов Иван Алексеевич

ИССЛЕДОВАНИЕ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И СИЛОВЫХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ПЛАНЕТАРНОЙ ПЕРЕДАЧИ ТИПА K-H-V

05.02.18 - «Теория механизмов и машин»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени

кандидата технических наук

Ижевск 2010

Работа выполнена в Ижевском государственном техническом университете

Научный руководитель:

заслуженный деятель науки УР, доктор технических наук, профессор Плеханов Федор Иванович

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор Кунивер Аркадий Семенович

кандидат технических наук, профессор Боровиков Юрий Алексеевич

Ведущая организация: ГП «Редуктор», г. Ижевск

Защита состоится 26 ноября 2010 г. в 15-00 на заседании диссертационного совета Д 212.065.01 ГОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет» по адресу 426069, Удмуртия, г. Ижевск, ул. Студенческая, д. 7, ИжГТУ, корп. 5.

С диссертационной работой можно ознакомиться в библиотеке ГОУ ВПО «Ижевский государственный технический университет»

Отзывы на автореферат в 2 экземплярах, заверенные гербовой печатью, просим направлять по указанному адресу на имя ученого секретаря диссертационного совета.

Автореферат разослан « » октября 2010 г.

Ученый секретарь диссертационного совета

д.т.н., профессор Щенятский А.В.

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

прочность передача планетарный механизм

Актуальность темы.

Планетарные передачи широко используются в народном хозяйстве благодаря их компактности, надежности, высокой несущей способности и другим положительным качествам. Одной из таких передач является передача типа K-H-V, содержащая ведущее водило, сателлит, зубчатое колесо и механизм снятия момента с сателлита (механизм восприятия момента). Наличие всего одного зубчатого зацепления выгодно отличает указанную передачу от других планетарных механизмов. Однако геометрические и силовые характеристики этой эффективной передачи, а также влияние на них конструктивного исполнения механизма снятия момента изучены недостаточно полно, что делает работу по их исследованию актуальной.

Цель работы.

Повышение прочности передачи K-H-V при заданных массо-габаритных показателях и снижение потерь мощности на трение путем улучшения геометрических и силовых показателей планетарного механизма.

Для достижения поставленной цели в работе решаются следующие задачи:

1. Определение коэффициента перекрытия и глубины захода зубьев эвольвентного и приближенного зацеплений при малой разнице в числах зубьев колес и отсутствии интерференции профилей зубьев, а также рациональных параметров приближенного зацепления.

2. Установление влияния геометрических параметров передачи и ее нагруженности на распределение сил между сопрягаемыми зубьями многопарного внутреннего зацепления.

3. Вывод уравнения линии эвольвентного зуба сателлита, обеспечивающего равномерное распределение нагрузки по длине зуба-перемычки колеса.

4. Установление влияния многопарности внутреннего зацепления передачи K-H-V с малой разницей в числах зубьев колес на потери мощности на трение при различных углах зацепления.

5. Определение влияния конструкции механизма восприятия момента на потери мощности на трение и вывод зависимостей для определения КПД зубчатой планетарной передачи K-H-V с учетом ее конструктивных и геометрических особенностей.

6. Экспериментальная проверка основных теоретических положений.

7. Создание новых конструкций планетарных передач типа K-H-V и выработка рекомендаций по рациональному их конструированию и проектированию.

Общая методика исследования.

Теоретические исследования базируются на теории зубчатых зацеплений и положениях теории упруго-деформированного состояния тел с использованием интегральных уравнений, аналитических и численных методов решения систем алгебраических уравнений.

Экспериментальные исследования базируются на использовании современного оборудования (экспериментальная установка для комплексных испытаний планетарных редукторов, включающая электромагнитный порошковый тормоз MEROBEL FRAT3500, тензометрическую станцию ZET A17-T8, датчики крутящего момента DACELL TRD-20K и DACELL TRD-50K, частотный преобразователь PR6000, цифровой контроллер DGT200).

Достоверность и обоснованность научных положений, выводов и рекомендаций подтверждается корректным применением методов синтеза и анализа зубчатых зацеплений, проверкой основных теоретических положений экспериментальными и известными частными решениями задачи.

На защиту выносятся:

1) уравнения геометрического синтеза внутреннего приближенного зацепления, позволяющие установить показатели прочности при отсутствии интерференции профилей зубьев передачи K-H-V с малой разницей чисел зубьев колеса и сателлита;

2) уравнения линии зуба сателлита, обеспечивающие равномерное распределение нагрузки по длине перемычки;

3) геометрические и силовые условия существования планетарных передач K-H-V с гибким элементом;

4) система уравнений для определения сил в сопряжениях зубьев многопарного зацепления;

5) выражения для определения потерь мощности на трение в передаче K-H-V с различными механизмами восприятия момента (шарнирный механизм, механизм с гибким элементом);

6) результаты экспериментального исследования вариантов передачи K-H-V;

7) предложенные рациональные конструкции передачи K-H-V.

Научная новизна диссертационной работы заключается в следующем:

1) предложен вариант передачи с приближенным зацеплением колес для которого разработан метод определения рациональных геометрических параметров и установлен закон изменения толщины зуба сателлита по его длине, обеспечивающий равномерное распределение нагрузки в приближенном зацеплении;

2) получены уравнения, устанавливающие связь между геометрическими и силовыми характеристиками, обеспечивающими необходимую прочность зацепления и податливость механизма восприятия момента передачи с гибким элементом;

3) получены уравнения, позволяющие определить количество пар зубьев, несущих нагрузку, и соотношение между силами в сопряжениях зубьев колеса и сателлита в зависимости от геометрических параметров зацепления передачи K-H-V с малой разницей чисел зубьев колес;

4) определенны потери мощности на трение во внутреннем зацеплении передачи с учетом его многопарности, а также потери мощности в механизме восприятия момента и КПД планетарной передачи.

Практическая ценность работы заключается в следующем:

1) разработаны практические рекомендации по выбору рациональных геометрических параметров эвольвентного и приближенного зацеплений колес передачи K-H-V;

2) создан метод определения коэффициента многопарности зацепления, позволяющий уточнить расчет передачи на изгибную и контактную прочность;

3) предложены новые конструкции планетарной передачи K-H-V, одна из которых признана изобретением.

Реализация работы.

Результаты выполненных исследований использованы на глазовском заводе «Реммаш» при проектировании и изготовлении передачи K-H-V с шарнирным механизмом восприятия момента, предназначенной для привода транспортера, а также в учебном процессе.

Апробация работы.

Основные положения диссертационной работы доложены и обсуждались на научно-технической конференции с международным участием «Теория и практика зубчатых передач и редукторостроения», г. Ижевск, 2008 г.; на региональных конференциях «Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития», г. Глазов, 2007, 2009, 2010 гг; на кафедре «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств» ИжГТУ.

Публикации.

По теме диссертации опубликовано 7 печатных работ, получено положительное решение по заявке на изобретение. Две статьи опубликованы в рецензируемом журнале (издание, рекомендованное ВАК РФ).

Структура и объем работы. Диссертационная работа состоит из введения, четырех глав, заключения, библиографического списка (153 наименования) и приложений.

Она изложена на 138 страницах машинописного текста, включающих 61 рисунок, 1 таблицу, приложения на 3 страницах. Общий объем работы составляет 140 страниц.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введении обоснована актуальность диссертационной работы, поставлена цель и сформулированы задачи исследования, ее научная новизна, практическая значимость и основные положения, выносимые на защиту.

В первой главе выполнен обзор конструкций планетарных передач и методов их геометрического и силового расчетов. Отмечен вклад многих отечественных и зарубежных ученых в исследования планетарных механизмов: Айрапетова Э.Л., Анфимова М.И., Бакингема Э., Бостана И.А., Волкова Д.П., Вулгакова Э.Б., Генкина М.Д., Гольдфарба В.И., Державца Ю.А., Заблонского К.И., Крайнева А.Ф., Кудрявцева В.Н., Плеханова Ф.И., Руденко Н.Ф., Решетова Д.Н., Решетова Л.Н., Сызранцева В.Н., Шевелевой Г.И., Ястребова В.М. и других.

Проведен анализ наиболее распространенных передач с внутренними зацеплениями колес, обладающих высокой нагрузочной способностью: передачи типов 2K-H, 3K и K-H-V.

Наиболее простыми из указанных типов планетарных механизмов являются передачи K-H-V (рис. 1), содержащие всего 2 зубчатых колеса: сателлит g и центральное с внутренними зубьями e. Однако передачи такого типа требуют использования механизма восприятия момента W, особенности которого влияют на габариты, показатели прочности и потери мощности.

Рис. 1. Кинематическая схема планетарной передачи типа K-H-V

Указано на зависимость показателей прочности и КПД планетарного механизма от чисел зубьев колес и геометрии внутреннего зацепления, обозначена недостаточная степень изученности влияния параметров передачи K-H-V и конструктивных особенностей механизма восприятия момента на показатели прочности и потери мощности на трение, что говорит об актуальности исследования.

Во второй главе диссертационного исследования рассмотрены особенности геометрического синтеза внутреннего эвольвентного и приближенного зацеплений, исходя из условий отсутствия интерференции, и определены зависимости коэффициента перекрытия от геометрических параметров зубчатой планетарной передачи с малой разницей в числах зубьев колеса и сателлита (2 ? Дz ? 7).

Задача подбора коэффициентов смещения исходного контура колес и угла зацепления по условиям отсутствия интерференции трудоемка и решалась с использованием программы MathCAD. Для снижения радиального размера передачи на величину, равную толщине обода центрального колеса, последнее можно выполнить в виде барабана с зубьями-перемычками (рис. 2). Получить очертания таких зубьев, близкие к эвольвенте, можно, нарезая колесо нестандартной червячной фрезой с близким к нулю углом профиля исходного контура (рис. 2).

Рис. 2. Передача K-H-V с приближенным зацеплением колес

Параметры полученного таким образом приближенного зацепления (глубина врезания зуба инструмента в заготовку и радиус начальной окружности нестандартного колеса ) определяются в соответствии с уравнениями удлиненной и обычной эвольвент:

	(1)

где r_be - радиус основной окружности колеса (эвольвентного аналога центрального колеса е), r_c - радиус окружности средних по высоте зуба-перемычки точек бокового профиля, r_ue - величина радиус-вектора верхней граничной точки зацепления.

Коэффициент перекрытия как приближенного, так и эвольвентного зацеплений, найденный с учетом известного условия отсутствия интерференции второго рода при 3 ? Дz ? 7 и угле зацепления 25є ? б_w ? 45є, превышает единицу и возрастает с ростом Дz и б_wв указанных интервалах.

Рис. 3. Формообразование зуба-перемычки центрального колеса

Прогиб зуба-перемычки колеса вышеуказанной передачи (см. рис. 2) приводит к неравномерному распределению нагрузки по его длине. Избавиться от этого негативного явления можно, выполнив зуб сателлита в соответствии с упругой линией перемычки. Для этого запишем уравнение связи между погонной нагрузкой q, контактной y_к и изгибной y_и(x) деформациями сопрягаемых зубьев:

,	(2)

где с - контактная жесткость зацепления, Д = const, y_з(x) - линия зуба сателлита, соответствующая равномерному распределению нагрузки.

Входящий в уравнение (2) изгиб перемычки под действием изгибающего момента и поперечной силы определяется из выражения

;	(3)

здесь М - изгибающий момент в средней части перемычки, I - осевой момент инерции ее поперечного сечения, F - площадь поперечного сечения, E и G - модули упругости 1 и 2 родов.

На рис. 4 представлен график зависимости от и b/m (b - половина длины перемычки, m - модуль зацепления).

Рис. 4. Кривые линии зуба сателлита при равномерном распределении нагрузки:

- b/m = 1; - b/m = 1,5; - b/m = 2; - b/m = 2,5

Обеспечить очертания профиля зуба, соответствующие построенным кривым, технологически очень сложно. Поэтому предлагается изготавливать зуб сателлита бочкообразным, очерченным по дуге окружности, используя в качестве инструмента круговую резцовую головку или спирально-дисковую фрезу.

В передаче K-H-V повторно-кратковременного действия возможно выполнение механизма восприятия момента в виде гибкого вала, что упрощает конструкцию передачи. Геометрические и силовые условия существования такой конструкции установим с учетом прочности зацепления и жесткости гибкого элемента. Таким образом получено уравнение, определяющее связь геометрических параметров гибкого вала и параметров передачи:

,	(4)

где , , l и d - длина и диаметр вала, б - угол профиля исходного контура, и - рабочая ширина венца и диаметр делительной окружности сателлита, K_H - коэффициент нагруженности, у_Р - допускаемое эквивалентное напряжение материала вала, у_H_Р - допускаемое контактное напряжение.

Передачи исследуемого типа имеют небольшую разницу в числах зубьев Дz и малые зазоры между зубьями зацепляющихся колес. Это приводит к тому, что в процессе работы передачи происходит перераспределение нагрузки между парами зубьев, что следует учитывать при расчете зацепления на прочность.

Определив зазоры Д_i и Д_j слева и справа от наиболее нагруженной пары зубьев в соответствии с рис. 5, составим уравнение совместности перемещений:

	(5)

где b - ширина венца сателлита, с - жесткость зацепления, = const, F - силы в контактирующих парах зубьев, T_e - момент сил, приложенных к центральному колесу, r_be - радиус основной окружности колеса.

Отсюда определяется коэффициент многопарности л, определяющий какая часть от общей нагрузки приходится на наиболее нагруженную пару:

.	(6)

Из полученных уравнений и построенных по ним графиков можно подобрать рациональные значения параметров передачи, обеспечивающих при отсутствии интерференции профилей зубьев высокую нагрузочную способность за счет большого результирующего коэффициента перекрытия зацепления.

График зависимости коэффициента многопарности от угла зацепления при Дz = 3, различной относительной погонной нагрузке W* = mE/W представлен на рис. 6 (W - погонная нагрузка при однопарном зацеплении, W = T_e/ r_beb).

Из расчетов, выполненных по приведенным зависимостям, и построенных по ним графиков следует, что с ростом числа зубьев центрального колеса при заданном Дz величина коэффициента многопарности л уменьшается, а с ростом разницы чисел зубьев колес - возрастает.

Рис. 5. К определению боковых зазоров в зацеплении

Рис. 6. Зависимость коэффициента многопарности зацепления л от относительной погонной нагрузки W* и угла зацепления б_w при z_e = 90:

- W* = 2100; Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

- W* = 350; - W* = 175

В третьей главе исследованы потери мощности не трение в планетарной передаче K-H-V с учетом конструктивных особенностей механизма восприятия момента.

При определении потерь на трение в зацеплении учитывалась его многопарность. Тогда мощность, теряемая на трение скольжения поверхностей зубьев, передающих нагрузку, может быть найдена из следующих уравнений (рис.7):

	(7)

где , , …, , , …, - скорости относительного скольжения зубьев, передающих нагрузку; , , …, , , …, - углы между направлением векторов сил трения и векторов скоростей.

На рис. 8 представлен график зависимости коэффициента потерь мощности в зацеплении ш от параметров передачи, из которого видно, что минимальное значение коэффициента ш имеет место при угле зацепления б_w? 23є. С ростом угла зацепления потери на трение резко возрастают, а величина погонной нагрузки практически не оказывает на них влияния.

Рис. 7. К определению потерь мощности на трение в зацеплении

Рис.8. Зависимость коэффициента потерь мощности ш от угла зацепления б_w приДz = 3, z_e = 90:

- W* = 2100; - W* = 350; - W* = 175;

- однопарное зацепление

На КПД передачи существенное влияние оказывают потери мощности на трение в механизме восприятия момента. В шарнирном механизме (рис. 9) коэффициент потерь на трение зависит от отношения межосевого расстояния передачи a_w к длине шарнирного вала L, передаточного отношения i, диаметра тел качения d и коэффициента трения качения k:

.	(8)

Рис. 9. Шарнирный механизм восприятия момента

При использовании гибкого вала в качестве механизма восприятия момента потери мощности вызваны большой нагрузкой, действующей на подшипники со стороны деформированного вала. Сила, необходимая для изгиба вала на величину межосевого расстояния передачи, определяется из равенства

.	(9)

Эта сила распределяется между опорами сателлита и валов, оказывая отрицательное влияние на КПД механизма восприятия момента и передачи в целом.

Кривые зависимостей коэффициента полезного действия передачи K-H-V с разными конструкциями механизма восприятия момента от угла зацепления и относительной погонной нагрузки представлены на рис. 10. Из них следует, что КПД передачи с гибким элементом (валом) выше КПД передачи с шарнирным механизмом. Влияние относительной погонной нагрузки на КПД передачи существенно только в планетарной передаче с гибким элементом.

Рис. 10. Графики зависимости КПД передачи K-H-V с различными механизмами восприятия момента от угла зацепления:

- W* = 2100; - W* = 825; - W* = 175

Четвертая глава посвящена экспериментальному исследованию передачи K-H-V.

Для экспериментальной проверки основных теоретических положений диссертационного исследования и выработки рекомендаций по проектированию и производству зубчатых планетарных передач были спроектированы и изготовлены опытные образцы с параметрами, указанными в таблице 1.

Таблица 1. Параметры опытных образцов передачи K-H-V

№ п/п	Параметр	Обозначение	Значение параметра
			Образец №1	Образец №2
1	Передаточное отношение	i	29	29
2	Модуль зубьев, мм	m	2,5	1,5
3	Число зубьев сателлита	z_g	87	87
4	Число зубьев колеса е	z_e	90	90
5	Коэффициент смещения зубьев сателлита	x_g	0,5	0,5
6	Коэффициент смещения зубьев колеса е	x_e	0,807	0,807
7	Угол зацепления, град.	б_w	35	35
8	Угол исходного контура, град.	б	20	20
9	Рабочая ширина венца, мм	b_wg	60	20
10	Диаметр вершин зубьев сателлита, мм	d_ag	225	134
11	Диаметр вершин зубьев колеса е, мм	d_a_е	225,6	135
12	Коэффициент перекрытия	е	1,38	1,22
13	Материал колес (твердость HB)	-	Сталь 40Х (320…350)	Сталь 45 (320…350)
14	Подшипники эксцентрикового вала	-	308 ГОСТ 8338-75	308 ГОСТ 8338-75, 304 ГОСТ 8338-75
15	Подшипники сателлита	-	306 ГОСТ 8338-75 (2 шт.)	306 ГОСТ 8338-75 (2 шт.)
16	Подшипники тихоходного вала	-	215 ГОСТ 8338-75, 308 ГОСТ 8338-75	215 ГОСТ 8338-75, 308 ГОСТ 8338-75

Для комплексного экспериментального исследования планетарных передач, был создан универсальный стенд на базе токарно-винторезного станка 1К62 (рис. 11). Блочно-модульная конструкция стенда позволяет осуществлять как обкатку и приработку исследуемых редукторов, так и определение различных характеристик редуктора. Основными элементами установки являются электромагнитный порошковый тормоз MEROBEL FRAT3500, тензометрические датчики крутящего момента DACELL TRD-20K и DACELL TRD-50K, частотный преобразователь PR6000, цифровой контроллер DGT200, тензометрическая станция ZET A17-T8 и компьютер для сбора и обработки экспериментальных данных.

Проведены испытания образцов редуктора на нагрузочную способность при максимальном расчетном моменте на выходном валу. Осмотр передачи после испытаний показал отсутствие признаков заклинивания и поломки.

Экспериментальные и теоретические графики зависимости КПД планетарного редуктора с шарнирным механизмом восприятия момента от нагрузки при различных частотах вращения электродвигателя представлены на рис. 12.

Результаты проведенных экспериментов позволяют сделать вывод о справедливости основных полученных теоретических положений диссертационной работы.

Рис. 11. Стенд для испытания планетарных передач

Рис.12. Кривые зависимостей КПД от момента:

- теоретическая; - экспериментальная

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Рациональной разницей в числах зубьев колеса и сателлита является . При меньших значениях Дz возникает опасность интерференции 2 рода (происходит заклинивание зубьев) и мал коэффициент перекрытия (е < 1). При большем значении - снижается передаточное отношение i.

2. При расчете передачи K-H-V на прочность следует учитывать многопарность зацепления. Отношение нагрузки в наиболее нагруженной паре зубьев к общей нагрузке при б_w = 30є и Дz = 3 л = 0,17 ч 0,4 (меньшее значение относится к z_e = 120 и общей погонной нагрузке , большее - к z_e = 60 и ).

3. При ограниченном радиальном размере передачи целесообразно использование колеса с неэвольвентными зубьями-перемычками. В этом случае рациональными с точки зрения высоты зуба-перемычки и его изгибной прочности являются параметры z_e ? 40, Дz ? 2, б_w = 35є. Глубина врезания зуба нестандартного инструмента в заготовку такого колеса , значение нестандартного модуля при угле профиля исходного контура (большие значения и имеют место при Дz = 2 и z_e = 40).

4. Для снижения неравномерности распределения нагрузки по длине зуба-перемычки зубья сателлита следует выполнить бочкообразными. Разница толщины зуба сателлита у торца и в средней его части принимается в зависимости от стрелы прогиба перемычки.

5. Передачу K-H-V с гибким элементом целесообразно использовать при небольшом передаточном отношении (i ? 20) и Дz ? 3 в приводах повторно-кратковременного действия. Для такой передачи рациональное значение отношения длины стержня к его диаметру , а отношение диаметра стержня к модулю зацепления (меньшее значение при и i = 8).

6. Коэффициент потерь мощности на трение в многопарном зацеплении передачи K-H-V ш_з имеет минимальное значение при угле зацепления б_w 23є; в этом случае с уменьшением общей погонной нагрузки в зацеплении и, следовательно, увеличением коэффициента многопарности л с 0,17 до 0,4 величина ш_з падает с 0,012 до 0,004. При б_w = 30є величина л не влияет на потери мощности в зацеплении, а с ростом угла зацепления ш_з резко возрастает.

7. Наименьшие потери мощности на трение имеет передача с гибким элементом в качестве механизма восприятия момента (среднее значение КПД з = 85 %). КПД передачи с шарнирным механизмом восприятия момента ниже примерно на 3%.

8. Потери мощности на трение и КПД передачи с шарнирным механизмом восприятия момента мало изменяется с изменением нагрузки (при W* = 2100 КПД выше на 0,3%, чем при W* = 175).

9. КПД передачи с гибким элементом в качестве механизма восприятия момента существенно изменяется с изменением нагрузки (при W* = 2100 КПД ниже на 4,7%, чем при W* = 175).

10. Испытания рациональных конструкций передач K-H-V показали их высокую нагрузочную способность и сравнительно высокий КПД.

ОСНОВНЫЕ ПУБЛИКАЦИИ

1. Блинов И.А. Оптимизация параметров приближенного зацепления планетарной передачи // Вестник ИжГТУ, Изд-во ИжГТУ, 2009. - С. 18-20;

2. Плеханов Ф.И., Блинов И.А. Исследование влияния геометрии зацепления планетарной передачи на распределение нагрузки между зубьями колес // Вестник ИжГТУ, Изд-во ИжГТУ, 2010. - С. 32-34.

3. Плеханов Ф.И., Блинов И.А. Повышение долговечности волновой передачи // Сб. ст. «Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития». - Глазов: ГИЭИ, 2007. - С. 30-34;

4. Блинов И.А. Расчет на жесткость и прочность планетарной передачи K-H-V // Сб. докладов научно-технической конференции с международным участием «Теория и практика зубчатых передач и редукторостроения». - Ижевск: ИжГТУ, 2008. - С.201-203;

5. Блинов И.А. К расчету на прочность и жесткость планетарной передачи K-H-V с гибким элементом // Сб. ст. «Наука Удмуртии». - Ижевск, 2008, №7(26). - С. 8-11;

6. Блинов И.А., Михайлов Е.В. Зубчатая планетарная передача K-H-V с гибким стержнем и экспериментальное определение ее КПД // Сб. ст. «Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития». - Глазов: ГИЭИ, 2009. - С. 68-75;

7. Блинов И.А. Определение потерь мощности на трение в зацеплении передачи K-H-V с учетом его многопарности // Сб. ст. «Научно-технические и социально-экономические проблемы регионального развития». - Глазов: ГИЭИ, 2010. - С. 5-13.

8. Пол. реш. от 15.07.2010 по заявке №2009117954 РФ, МПК F16H1/32 от 12.05.2009. Зубчатая планетарная передача / Плеханов Ф.И., Блинов И.А., Кузнецов В.С., Веретенников Н.Д., Каркин Н.А.; Ижеский государственный технический университет.

Размещено на Allbest.ru

...

автореферат "Исследование геометрических и силовых показателей планетарной передачи типа K-H-V" скачать

Подобные документы

Проектирование планетарного механизма и зубчатой передачи
Виды планетарных передач и их проектирование. Передаточное отношение планетарной передачи и определение числа ее зубьев. Построение планетарного механизма. Виды зубчатых колес. Качественные показатели зацепления. Построение трех зубьев 1-го и 2-го колес.

учебное пособие [1002,1 K], добавлен 04.06.2010
Планетарные и волновые зубчатые передачи
Преимущества и недостатки планетарных передач над обычными, область применения. Принцип работы и основные звенья планетарных передач. Волновые зубчатые передачи, конструктивная схема, принцип работы, преимущества и недостатки волновых передач.

реферат [837,0 K], добавлен 30.11.2010
Подбор электродвигателя
Выбор материала и способов термической обработки зубчатых колес, определение допускаемых напряжений. Проверочный расчет передачи на прочность, выбор типа подшипника. Вычисление основных геометрических размеров и характеристик червячной передачи.

контрольная работа [518,0 K], добавлен 07.05.2019
Механические передачи
Планетарная передача, кинематическая схема. Варианты передаточных отношений простого планетарного ряд. Преимущества применения механизмов в коробках передач. Условие соседства, соосности, сборки. Волновая зубчатая передача. Колеса силовых редукторов.

лекция [529,1 K], добавлен 25.08.2013
Ременные и цепные передачи
Схемы ременных передач. Силы и напряжения в ремне. Расчет геометрических параметров. Допускаемые углы обхвата ременных передач. Расчет долговечности ремня. Применение нескольких ремней и нескольких ведомых шкивов. Передачи с одним ведомым валом.

контрольная работа [539,9 K], добавлен 22.02.2011
Конструирование ходового механизма экскаватора
Кинематическая схема ходового механизма экскаватора. Определение геометрических размеров зубчатых колес и их кинематических параметров. Расчет мощности на валах механизма. Определение крутящих моментов на валах передачи. Промежуточный вал редуктора.

контрольная работа [1,2 M], добавлен 25.02.2011
Кинематический расчет рычажных механизмов
Изучение методов синтеза механизмов. Определение положений звеньев рычажного механизма, траекторий движения, скоростей; построение кинематических диаграмм. Расчет силовых факторов, действующих на звенья. Проектирование планетарной зубчатой передачи.

курсовая работа [681,3 K], добавлен 13.07.2015
Привод тяговой лебедки
Определение мощности двигателя и элементов исполнительного органа. Определение передаточного отношения редуктора. Расчет первой ступени планетарной прямозубой цилиндрической передачи. Определение геометрических размеров всех зубчатых колес первой ступени.

курсовая работа [1,7 M], добавлен 22.09.2010
Проектирование вертикального аппарата с приводом и мешалкой
Кинематический расчет привода. Выбор типа и определение требуемой мощности электродвигателя. Расчет силовых и кинематических характеристик на валах привода. Расчет клиноременной передачи и межосевого расстояния. Окружная скорость и скорость скольжения.

курсовая работа [847,4 K], добавлен 03.12.2013
Расчет цилиндрического редуктора
Определение срока службы привода. Вычисление мощности и частоты вращения двигателя. Выбор материалов зубчатых передач, проверка допускаемых напряжений. Расчет геометрических параметров закрытой цилиндрической зубчатой передачи, валов и подшипников.

курсовая работа [104,7 K], добавлен 18.11.2012
Двухцилиндровый четырехтактный двигатель внутреннего сгорания
Проектирование и исследование кривошипно-ползунного механизма ДВС: нахождение скоростей, силовой расчет, определение параметров маховика. Кинематическое исследование планетарного механизма. Расчет геометрических параметров эвольвентного зацепления.

курсовая работа [266,7 K], добавлен 17.09.2011
Проектирование и технико-экономическая оценка несущих и ограждающих конструкций покрытия
Определение геометрических характеристик, проверка прочности и жесткости плиты покрытия и ее элементов. Конструкция балки, проверка принятого сечения и расчет опорного узла. Определение технико-экономических показателей и долговечности конструкций.

курсовая работа [527,4 K], добавлен 16.05.2012
Проектирование зубчатого и кулачкового механизмов
Кинематическое исследование рычажного механизма. Силы реакции и моменты сил инерции с использованием Метода Бруевича. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи. Синтез кулачкового механизма с вращательным движением и зубчатого редуктора.

курсовая работа [1,3 M], добавлен 10.01.2011
Расчет передаточного механизма
Обоснование выбора электродвигателя для зубчатой передачи по исходным данным. Расчет геометрических параметров зубчатой передачи, конструктивных размеров и материала шестерней колеса. Проверка материала на контактную прочность. Определение диаметра вала.

контрольная работа [642,2 K], добавлен 15.12.2011
Механизм зубчатой передачи
Описание внешнего вида механизма зубчатой передачи. Кинематический расчёт. Расчёт геометрии передачи и её деталей. Силовой расчёт механизма. Расчёт зацепления на прочность, прочности одного из валов механизма. Выбор конструкционных материалов.

курсовая работа [86,9 K], добавлен 15.12.2008
Проектирование планетарного редуктора
Основные параметры планетарной передачи. Структурная и кинематическая схемы мехатронного модуля. Энергетический расчет привода мехатронного модуля при динамических нагрузках. Расчет упругих деформаций, на прочность основных элементов, прочности.

лабораторная работа [1,5 M], добавлен 06.04.2012
Проектирование привода к ленточному конвейеру
Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.

курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010
Проектирование кулачкового механизма
Краткое описание работы механизмов мотоцикла. Алгоритм расчета эвольвентной передачи. Построение проектируемой зубчатой передачи и эвольвенты. Проектирование кривошипно-ползунного механизма. Проектирование многосателлитного планетарного редуктора.

курсовая работа [558,8 K], добавлен 19.02.2009
Двигательная установка на основе стационарного плазменного двигателя для спутника наблюдения за поверхностью Земли
Определение тяговой мощности и кинетической мощности струи. Определение разности потенциалов, ускоряющей ионы. Конфигурация силовых линий магнитного поля. Расчет геометрических параметров ресивера, разрядного тока. Рассчитанные значения сопротивлений.

курсовая работа [241,7 K], добавлен 18.12.2012
Механизм качающегося конвейера
Структурное исследование механизма долбежного станка. Кинематические характеристики кривошипно-кулисного механизма, планетарной передачи, кулачкового механизма. Построение плана скоростей, их масштабный коэффициент. Расчет угловых ускорений звеньев.

контрольная работа [317,3 K], добавлен 09.12.2014

Другие документы, подобные "Исследование геометрических и силовых показателей планетарной передачи типа K-H-V"

весь список подобных работ

скачать работу можно здесь

сколько стоит заказать работу?

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.