39. Передаточные отношения. Формулы для расчета передаточных отношений.
Передаточное
отношение (
)
— одна из важных характеристик механической
передачи вращательного
движения. В общем случае находится как
отношение угловой скорости ведущего
элемента (
)
механической передачи к угловой скорости
ведомого элемента (
)
или отношение частоты вращения ведущего
элемента (
)
механической передачи к частоте вращения
ведомого элемента (
).
Передаточное
отношение 
(иногда
используется обозначение 
)
определяется при ведущем колесе 1,
передаточное отношение 
определяется если
ведущим является колесо 2:
Знак плюс соответствует внутреннему
зацеплению, а знак минус - внешнему.
,
.
40. Планетарные механизмы.
Планетарным называется дифференциальный механизм, если в нем одно из звеньев неподвижно. Планетарные механизмы используются:
1) в планетарных редукторах;
2) в планетарных механизмах включения и выключения;
3) в планетарных реверсивных механизмах;
4) в планетарных коробках передач;
5) в планетарных вариаторах, обеспечивающих бесступенчатое изменение величины передаточного отношения в больших пределах. Все эти механизмы надежны и легко управляемы, создают широкие возможности для их использования.
41. Определение сил в зацеплении зубчатых передач.
Для удобства анализа и ведения инженерных расчетов цилиндрической косозубой передачи силу нормального давления на зуб колеса Fn можно разложить на 3 составляющие:
Ft – окружную силу, направленную по касательной к делительной окружности колеса навстречу направлению вращения (для шестерни) и совпадающую с направлением вращения (для колеса);
Fr – радиальную силу, направленную по радиусу от точки зацепления к центру колеса (шестерни);
Fa – осевую силу, направленную параллельно оси колеса (шестерни).
Соотношение сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи таково:
Ft1 = – Ft2 Fr1 = – Fr2 Fa1 = – Fa2
Составляющие силы нормального давления на зуб шестерни косозубой цилиндрической передачи вычисляют по зависимостям:
1) окружная сила
2) радиальная сила
3) осевая сила
В зацеплении цилиндрической прямозубой передачи осевой силы нет.
42. Расчетная схема валов редуктора. Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
Алгоритм определения реакций в опорах подшипников
1.. Вычертить координатные оси для ориентации направлений векторов сил и эпюр моментов.
2. Вычертить расчетную схему вала в соответствии с выполненной схемой нагружения валов редуктора (см. рис. 11-111)
3. Выписать исходные данные для расчетов:
а) силовые факторы: силы в зубчатых зацеплениях, силы в передачах гибкой связью, консольные силы;
б) геометрические параметры: расстояния между опорами, расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника – l, l (рис. 11-111), диаметры делительной окружности шестерни (червяка) или колеса – d1, d2.
4. Обозначить опоры подшипников заглавными буквами латинского алфавита и реакции опор подшипников RХ, RY соответственно в горизонтальной и вертикальной плоскостях, т.е. в опоре А возникает две реакции RAХ, RAY.
5. Определить значения реакций в опорах предварительно выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях, составив два уравнения равновесия плоской системы сил и выполнить проверку.
3. Построение эпюр крутящих моментов Мкр.
Крутящий момент в сечении численно равен алгебраической сумме внешних моментов, приложенных по одну сторону от рассматриваемого сечения, относительно продольной оси Z.
Правило знаков для Мкр: условимся считать крутящий момент в сечении положительным, если при взгляде на сечение со стороны рассматриваемой отсеченной части внешний момент виден направленным против движения часовой стрелки и отрицательным - в противном случае.
Пример 2. Построить эпюру крутящих моментов для жестко защемленного стержня (рис.3,а).
Порядок расчета.
Следует отметить, что алгоритм и принципы построения эпюры крутящих моментов полностью совпадают с алгоритмом и принципами построения эпюры продольных сил.
1.Намечаем характерные сечения.
2.Определяем крутящий момент в каждом характерном сечении.
