9) Определение скоростей звеньев и точек звеньев численными методами

16) Определение приведенных моментов (сил) и приведенных масс (моментов инерции) динамической модели

При исследовании движения механизма, находящегося под воздействием заданных сил, удобно все силы, действующие на звенья, заменять силами, приложенными к одному из звеньев. При этом необходимо, чтобы работа на рассматриваемом возможном перемещении или мощность, развиваемая заменяющими силами, были соответственно равны сумме работ или мощностей, развиваемых силами, приложенными к звеньям исследуемых механизмов. Заменяющие силы, удовлетворяющие этим условиям, получили название приведенных сил.

Для определения приведенных сил или их моментов используется равенство , где –мощность, развиваемая приведенной силой или приведенным моментом, а –мощности, развиваемые силами или моментами, приложенными к звену.

Р_п=F_пV_в=М_пω , где F_п–величина приведенной силы, V_B-скорость точки приведения, М_П–приведенный момент пары сил.

Величины приведенной силы и приведенного момента можно представить в следующем виде:

17) Основные виды зубчатых механизмов

Классификация

По форме профиля зубьев:

-эвольвентные;

-круговые (передача Новикова);

-циклоидальные.

По типу зубьев:

-прямозубые;

-косозубые;

-шевронные;

-криволинейные.

По взаимному расположению осей валов:

-с параллельными осями (цилиндрические передачи с прямыми, косыми и шевронными зубьями);

-с пересекающимися осями — конические передачи;

-с перекрещивающимися осями.

По окружной скорости колёс:

-тихоходные;

--среднескоростные;

быстроходные.

По относительному вращению колёс и расположению зубьев:

-внутреннее зацепление (вращениие колёс в одном направлении);

-внешнее зацепление (вращение колёс в противоположном направлении).

18) Кинематика зубчатых механизмов с неподвижными осями.

19) Кинематика зубчатых механизмов с подвижными осями.

20) Основная теорема зубчатого зацепления.

Общая нормаль к сопряженным профилям, проведенная в точке их касания, делит межосевое расстояние на части, обратно пропорциональные угловым скоростям.

. Для обеспечения нормальной работы пары зубчатых колес с постоянным передаточным числом профили зубьев должны быть очерчены по кривым, подчиняющимся определенным законам. Эти законы вытека­ют из основной теоремы зацепления, сущность которой заключается в следующем.

Пусть имеется пара зубчатых колес с центрами О₁ и О₂, вращающихся соответственно с угловыми скоростями   и  . На рис.18, а показаны сложения, которые последовательно занимает пара сопряженных (эвольвентных) зубьев в процессе их зацепления; прямую О₁О₂ называют межосевой линией зубчатой передачи. Проведем в точках касания зубьев К₁, К₂, К₃, ... общие нормали к профилям. Все эти нормали NN должны пересекать межосевую линию О₁О₂ в постоянной точке Р. Эту точку называют полюсом зацепления; ее положение на межосевой линии определяется отношением уг­ловых скоростей колес, т. е. их отношением:

.

 Основную теорему зацепления можно сформулировать так: общая нор­маль к профилям зубьев в точке их касания пересекает межосевую линию в точке Р, называемой полюсом зацепления и делящей межосевое расстояние на отрезки, обратно пропорционально угловым скоростям.

Следствие: для обеспечения постоянного передаточного отношения по­ложение полюса Р на линии центров должно быть постоянным.

В процессе работы сопряженных (эвольвентных) профилей точка их касания все время перемещается по прямой NN. Эту прямую называют линией зацепления.

Место (точку) входа в зацепление и выхода из него сопряженных зубь­ев можно определить при следующем геометрическом построении.