2. Зубчатые передачи с параллельными осями колес.

О бщие сведения и классификация зубчатых передач

Механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми ко­лесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступатель­ную пару, называют зубчатой передачей (рис. 1).

Рис. 1. Виды зубчатых передач: а, б, в — цилиндрические зубчатые передачи с внешним зацеплением; г — реечная передача; д — цилиндрическая передача с внутренним зацеп­лением; е — зубчатая винтовая передача; ж, з, и— конические зубчатые передачи; к — ги­поидная передача

В большинстве случаев зубчатая передача служит для передачи враща­тельного движения. В некоторых механизмах эту передачу применяют для преобразования вращательного движения в поступательное (или наоборот, см. рис. 1, г).

Зубчатые передачи — наиболее распространенный тип передач в совре­менном машиностроении и приборостроении; их применяют в широких диапазонах скоростей (до 100 м/с), мощностей (до десятков тысяч кило­ватт).

Из перечисленных выше зубчатых передач наибольшее распростра­нение получили цилиндрические прямозубые и косозубые передачи, как наи­более простые в изготовлении и эксплуатации.

Преимущественное распространение получили передачи с зубьями эвольвентного профиля, которые изготавливаются массовым методом обкатки на зубофрезерных или зубодолбежных станках. Достоинство эвольвентногозацепления состоит в том, что оно мало чувствительно к колебанию межцентрового расстояния.

Другие виды зацепления применяются пока ограниченно. Так, циклоидальное зацепление, при котором возможна работа шестерен с очень малым числом зубьев (2-3), не может быть, к сожалению, изготовлено современным высокопроизводительным методом обкатки, поэтому шестерни этого зацепления трудоемки в изготовлении и дороги; новое пространственное зацепление Новикова пока еще не получило массового распространения, вследствие большой чувствительности к колебаниям межцентро­вого расстояния.

Прямозубые колёса (около 70%) применяют при невысоких и средних скоростях, когда динамические нагрузки от неточности изготовления невелики, в планетарных, открытых передачах, а также при необходимости осевого перемещения колёс.

Косозубые колёса (более 30%) имеют большую плавность хода и применяются для ответственных механизмов при средних и высоких скоростях.

Шевронные колёса имеют достоинства косозубых колёс плюс  уравновешенные осевые силы и используются в высоконагруженных передачах.

Конические передачи при­меняют только в тех случаях, когда это необходимо по условиям компо­новки машины; винтовые — лишь в специальных случаях.

Колёса внутреннего зацепления вращаются в одинаковых направлениях и применяются обычно в планетарных передачах.

Экзаменационный билет № 29

1. Динамическая модель механизма. Приведенный момент сил.

Динамическая модель - модель системы, предназначенная для исследования ее свойств в функции времени (или модель системы, предназначенная для исследования в ней динамических явлений).

Приведенная масса механизма

У словно заменим механизм его динамической моделью. Например, кривошипно-ползунный механизм (рис. 4.2) заменим динамической моделью, состоящей из стойки и кривошипа.

            Рис. 5.2. Замена кривошипно-ползунного механизма динамической моделью

Здесь ОА – звено приведения механизма, в котором как бы сосредоточена инертность всех звеньев механизма, А – точка приведения.

Уравнение (1) умножим и разделим на квадрат скорости точки приведения VA:

Выражение в квадратных скобках имеет размерность массы (кг) и называется приведенной массой mпр механизма в точке А.

Тогда

где

.                                   (2)

Приведенной массой механизма называется такая условная масса, которая как бы сосредоточена в точке приведения механизма, кинетическая энергия которой равна сумме кинетических энергий всех звеньев механизма.

2 . Кинетостатика структурных групп (пример). Рисунок 17 – Первая структурная группа Ассура Здесь   и   – силы реакций, приложенные соответственно к звеньям 5 и 4 со стороны звеньев, образующих кинематические пары. Запишем уравнение суммы моментов относительно точки Д: В группе Ассура осталось две неизвестных силы, их можно определить составлением векторного силового многоугольника. Записываем уравнение равновесия (векторную сумму сил): . Масштабный коэффициент сил  : , г де   – истинное значение известной максимальной силы, входящей в уравнение;   – длина этой силы на плане скоростей. Примем масштабный коэффициент сил: . Строим многоугольник сил, для этого, сначала рассчитаем длины векторов сил на плане сил: , , , , . Рисунок 18 – План сил для первой группы Ассура Из произвольной точки строим вектор  , потом из конца этого вектора вектор   и так далее. Завершают многоугольник сил, проводя из начала вектора   прямую параллельную ДГ, а из конца вектора   прямую перпендикулярную ДА. Точка пересечения этих прямых позволяет построить силы  и   на плане сил и определить их истинное значение. , , .

5 .2 Силовой расчёт второй группы Ассура Рисунок 19 – Вторая структурная группа Ассура Здесь   и   – силы реакций, приложенные соответственно к звеньям 3 и 2 со стороны звеньев, образующих кинематические пары. Сила реакции со стороны четвёртого звена на второе: Запишем уравнение суммы моментов относительно точки В: , Записываем уравнение равновесия (векторную сумму сил): . Примем масштабный коэффициент сил, для плана сил второй группы Ассура: . Строим многоугольник сил, для этого, сначала рассчитаем длины векторов сил на плане сил: , , , , . Рисунок 20 – План сил для второй группы Ассура Из произвольной точки строим вектор  , потом из конца этого вектора вектор   и так далее. Завершают многоугольник сил, проводя из начала вектора   прямую параллельную ^ ВБ, а из конца вектора   прямую перпендикулярную АВ. Точка пересечения этих прямых позволяет построить силы   и   на плане сил и определить их истинное значение. Вектор   не строят вследствие их малости. , , .