Зубчатые механизмы—см. Механизмы

Дифференциальные зубчатые механизмы — см. Механизмы, зубчатые дифференциальные [c.570]

Зубчатые механизмы—см. Механизмы зубчатые [c.571]

Ребро возврата 297 Реверсивные зубчатые механизмы — см. Механизмы зубчатые реверсивные-Регулировочные клинья направляющих 427 [c.583]

Дифференциальные зубчатые механизмы — см. Механизмы зубчатые дифференциальные Дифференциальные уравнения 20G—225 [c.549]

Зубчатые механизмы — см. Механизмы зубчатые Зубчатые пары 496, 511, 513 Зубчатые передачи 495 [c.550]

Дифференциальное уравнение эффекта Джоуля — Томсона 2 — 92 Дифференциальные биномы — Интегрирование 1 — 161 Дифференциальные зубчатые механизмы — см. Механизмы зубчатые Дифференциальные манометры 2—11, 456 [c.416]

Центробежный вибратор. При рассмотрении динамики зубчатого механизма для передачи вращения от двигателя к валу рабочей машины (см. рис. 67, а) считалось, что угловая скорость ротора двигателя может быть принята постоянной. Это утверждение справедливо в тех случаях, когда двигатель практически имеет неограниченный запас мощности, и потому изменения сил, действующих на звенья механизма, не оказывают влияния на установившуюся скорость вращения ротора двигателя. При ограниченной мощности двигателя его характеристика должна учитываться при исследовании динамики всего механизма. Особенно ярко это влияние может Р,1с. 85. проявляться на режимах движе- [c.292]

Зубчатые храповые механизмы — см Механизмы храповые зубчатые Зубья эвольвентные — Корригирование 494 [c.550]

Реверсивные зубчатые механизмы—см. [c.560]

Управляемые зубчатые механизмы — см. [c.564]

Измерительная цепь указателя истинной, воздушной скорости (см, рис. 5.1, 6 включает кривошипно-ползунный, поводковые и зубчатые механизмы. Поводковые механизмы используют не только для передачи движения, но и их суммирования. Например, угол поворота поводка 18 зависит от перемещения подвижных центров как мембранной, так и анероидной коробок 1. Тяга 8 и коромысло 7 кривошипно-ползунного механизма выполнены в виде пластинчатых рычагов. Конструкции поводковых механизмов соответствуют типовым конструкциям, описанным выше. [c.243]

В результате получим математические модели, соответствующие динамической модели кулачково-зубчатого механизма (см. рис. 5.3.5). Описание динамических моделей, введенных осей координат, обобщенных координат и действующих сил было приведено в п. 5.3, поэтому ниже, при получении математических моделей, вторично не дается. [c.852]

Кинематика. При исследовании кинематики планетарных передач широко используют метод остановки водила — метод Виллиса. Всей планетарной передаче мысленно сообщается вращение с частотой вращения водила, но в обратном направлении. При этом водило как бы затормаживается, а все другие звенья освобождаются. Получаем так называемый обращенный механизм (см. рис. 8.45, в), представляющий собой простую передачу, в которой движение передается от ак h чер паразитные колеса g. Частоты вращения зубчатых колес обращенного механизма равны разности прежних частот вращения и частоты вращения водила. В качестве примера проанализируем кинематику передачи, изображенной на рис. 8.45. Условимся приписывать частотам вращения индекс звена п , П/, и т. д.), а передаточные отношения сопровождать индексами в направлении движения и индексом неподвижного звена. Например, ( t, означает передаточное отношение от а к h при неподвижном Ь. Для обращенного механизма [c.158]

Присоединением диады (см, рис. 3.8, б) к двум входным звеньям / и 4 к стойке получим суммирующий механизм (рис 3 17), в котором перемещения этих звеньев преобразуются в перемещение выходного звена 3 как сумма величин, равных или пропорциональных перемещениям входных звеньев Если входное, выходное и. звено 2 этй структурной группы — зубчатые колеса, то структурная группа образует плоский дифференциальный зубчатый механизм (рис. 3.18). [c.30]

Примером непротиворечивых выходных параметров являются изгибная и контактная прочность зубьев цилиндрических зубчатых колес (см. гл. 12). При увеличении внутренних параметров — коэффициентов смещений и определяющих геометрические характеристики торцевых сечений зубьев, увеличивается толщина основания зуба и радиус кривизны боковой поверхности, что способствует увеличению как изгибной, так и контактной прочности зубьев. Однако при увеличении коэффициентов смещения снижается коэффициент перекрытия передачи, определяющий плавность пересопряжения. В подобных разобранным случаям проектируемые машина или механизм имеют векторный характер противоречивых выходных параметров синтеза. [c.314]

Пример 10.7. В механизме домкрата при вращении рукоятки А вращаются зубчатые колеса 1, 2, 3, 4 к 5, которые приводят в движение зубчатую рейку В домкрата (рис. 10.8). Определить скорость последней, если рукоятка А делает и = 30 об/мин, число зубьев колес Г] = 6,22 = 24,23 = 8,24 = 32 радиус пятого колеса г = 4 см. [c.110]

Если сделать колесо 3 подвижным (см. рис. 82,6), то п = 4 Я,=4, так как прибавилась одна низшая пара колесо 3 и его ось. В этом случае, как и в предыдущем, Р, =2. Следовательно, ц)=3-4 — 2x4—1-2=2, т. е. механизм имеет две степени свободы и два ведущих (или ведомых) звена. Ведущими звеньями могут быть, например, колеса / и 5, тогда ведомым будет рычаг Н возможны и другие комбинации ведущие — колесо / и рычаг Н, ведомое колесо 5 и т. д. В механизме (см. рис. 82, б) все колеса подвижные, и он является дифференциальным зубчатым механизмом. [c.116]

Ступенчатые зубчатые механизмы. Согласно той же формуле (3,1), полное передаточное отношение механизма (см. рис. 81) [c.119]

Поэтому в ступенчатом механизме путем соответствующего подбора чисел зубьев колес можно получать большие передаточные отношения. Если, например, в механизме (см. рис. 81) = то Ступенчатые зубчатые механизмы [c.119]

В обращенном движении водило Н неподвижно (wi" =0), следовательно, неподвижны и оси всех колес. Механизм, полученный при обращении движения, будем называть преобразованным механизмом. Для простого планетарного механизма (см. рис. 82, а) преобразованным будет рядовой зубчатый механизм, состоящий из колес 1, 2 и 3. Передаточное отношение этого механизма [c.122]

I //Л—планетарных механизмов тРН " 1 и л с двойными сателлитами приведенными являются ступенчатые зубчатые механизмы. Поэтому соответствующим подбором числа зубьев колес можно в этих механизмах получить большие передаточные отношения. В механизме (см, ведущем колесе 1 t, к.п. д. механизма высокий (см. рис. 92) и он может быть использован в качестве силового редуктора. При ведуш,ем водиле к. п. д. с увеличением быстро уменьшается. [c.134]

Такого же сферического типа будет механизм на рис. 119 конических зубчатых колес (см. подробнее гл. XVI). Здесь п = 4 имеются две вращательные пары, поэтому р = 2, и одна высшая [c.71]

Неоднородные дифференциальные уравнения 216 Неопределенности — Раскрытие 142 Неопределенные интегралы 154, 165, 173 Непрерывные дроби 71, 73 Непрерывные функции 136 Несобственные интегралы 174, 176, 177 Неубывающие функции 137 Неуправляемые зубчатые механизмы -см Механизмы зубчатые неуправлче-мые [c.556]

Таблицы ве.иичин, связанных с тс 6 Пирамиды 108 Пифагора теорема 103 Планетарные вариаторы — см. Вариаторы планетарные Планетарные зубчатые механизмы — см Механизмы зубчатые планетарные Планетарные коробки передач — см. Коробки передач планетарные [c.558]

Пространственные многозвенные зубчатые механизмы используются в тех случаях, когда необходимо передавать движение между скрещивающимися осями (рис. 15,5) или пересекающимися (рис. 15.6, а). В последнем случае применяются механизмы из конических колес, углы между осями которых 212 и Хз4 могут иметь любые значения (чаще всего они равны 90°). При аналитическом исследовании такого механизма определяется (04 или передаточное отношение [см. формулу (14.3)] по известным параметрам из выражения Ы 4= 2г/з4= IoJi 1/1 Ы4 = =(sin йг sin 64)/(sin Й1 sin ( ч). Направление вращения колес определяется с помощью стрелок. При графическом методе исследования строится векторный план угловых скоростей колес (см. гл. 3), вращающихся вокруг пересекающихся осей, из которого (рис. 15.6,6) находятся искомые передаточное отношение и = ы / ы = ра/(Гс и скорость ведомого колеса ii)4=(/7Z )/n ,. [c.406]

Аналитический метод исследования основывается на способе обращения движения (см. гл. 3). Сообщается всем звеньям механизма угловая скорость, равная по величине и противоположная по направлению угловой скорости водила мц. Тогда водило становится неподвижным и механизм из планетарного обращается в зубчатый механизм с неподвижными осями колес (обра-н1енный механизм), состоящий из нескольких последовательно соединенных пар зубчатых колес (1,2ч 3, 4 для схемы на рис. 15.7, а). Но скорости этих колес будут иными вместо (1) ] будет ю / == неподвижного звена) аналогично вместо oi," = (dV будет = (1) " —(I),/" = —и/,/ вместо 104 = О будет п ," = О — и), / . Для каждой планетарной пары обращенного механизма по формуле (.3.100) можно записать (o>V — ю, , ) 2/ i [c.409]

Звенья механизма соединяются между собой так, чтобы они могли совершать относительные движения. Соединение двух звеньев, обеспечивающее определенное относительное движение, называется кинематической парой. Так, звено 2 в зубчатом механизме (см. рис. 1.1, б), состоящее из неподвижно соединенных деталейf,dнg, вращается относительно звена О и составляет с ним вращательную кинематическую пару В В кривошипно-ползунном механизме (см. рис. 1.2, б) звенья 3 и О образуют поступательную кинематическую пару — поршень й и цилиндр г. [c.7]

Методом инверсии из дифференциального зубчатого механизма (см. рис. 3. 8) получают три различных механизма (рис. 3.21). Так, остановкой звена 3 (рис. 3.21, а) или / (рис. 3.21, б) получае.м два вида планетарных зубчатых механизмов с входным звеном / или к и 3 или к остановкой звена к — водила — (рис. 3.21, в) получаем рядовой зубчатый механизм. Этот метод используется для синтеза зубчатых механизмов со ступенчато изменяющейся скоростью вращения выходного звена На рис. 3.22 изображена структурная схема механизма, составленного из одинаковых диг(х) ере1щиальных механизмов, показанных на рис. 3.18. Водила 3 и 3 обоих зтих механизмов представляют собой одно звено, входные и выходные звенья — центральные зубчатые колеса I н Г. Механизм снабжен двумя муфтами 5 и о, которые соединяют попарно звенья 1 и 4, Г и 4, и двумя тормозами 6 и 6, превращающими звенья 4 н 4 в стойку. Включением муфты 5 н тормоза 6 механизм превращается в планетарный с входным звеном 3, включением муфты 5 и тормоза б — в планетарный с вы.ходным звенол 3, включением тормозов 6 н 6 — в двухступенчатый планетарный механизм, а одновременным включением муфт 5 и 5 — в прямую передачу между звеньями 1 п Г. [c.32]

Динамика механизмов с последовательно соединенными упругими звеньями. На рис. -67, а была показана схема зубчатого механизма, который можно рассматривать как последовательное соединение жестких звеньев (зубчатых колес, маховиков и т. п.), соединенных упругими элементами (упругими валами и муфтами). Такое соединение иногда называют цепной системой. Общее число степеней свободы цепной системы с упругими элементами равно сумме числа степеней свободы механизма с жесткими звеньями и числа упругих элементов. Если воспользоваться методом приведенных жесткостей, то можно уменьшить общее число степеней свободы. Например, число степеней свободы механизма, показанного на рис. 67, а, при трех упругих валах равно 4. Если при рассмотрении условий передачи сил от од1ГОго звена к смежному с ним пренебречь инерцией зубчатых колес, то можно выполнеть приведение последовательно соединенных жесткостей и рассматривать двухмассовую динамическую модель (см. рис. 67, 6), которая при постоянной скорости вала двигате-яя имеет одну колебательную степень свободы и, соответственно, одну собственную частоту. При анализе резонансных рел имов такое рассмотрение недопустимо, так как резонанс может наступить при других значениях собственных частот, число которых равно числу степеней свободы. [c.243]

ЗУБЧАТЫЕ МЕХАНИЗМЫ (см. стр. 86-94 и 212—358) ЧЕТЫРЁХЗВЕННЫЕ МЕХАНИЗМЫ С НИЗШИМИ ПАРАМИ [c.40]

Угловая скорость Из не рходит в равенство (7.57), так как колесо 3 является паразитным (см. 32, Т). В левой части формулы (7.57) стоит передаточное отношение обыкновенного зубчатого механизма в предположении неподвижности звена И. Формулы (7.56) или (7.57) связывают между собой угловые скорости колес 1, 2 п водила Я. Задаваясь двумя какими-либо из них, можно всегда определить третью. [c.161]

При расчете некоторых механизмов вводят дополгштельные коэффициенты нагрузки, учитывающие специфические особенности этих механизмов, см., например, зубчатые передачи, гл. 8. [c.8]

BbinojmnB приведение сил и масс, любой механизм с одной степенью свободы (рычажный, зубчатый, кулачковый и др.), столь бы сложным он ни был, можно заменить его динамической моделью (рис. 4.10). Эта модель в обшем случае имеет переменный приведенный момент инерции w к ней приложен суммарный приведенный момент M t Закон движения модели такой же, как и закон движения начального звена механизма [см. уравнение (4.1)1. [c.153]

Теперь надо сделать силовой расчет первичного механизма. К его подвижному звену / приложень следующие силы и моменты (рис. 5.7,d) ставшая известно й сила F12 = —/ 21, сила тяжести Gi, главный вектор сил инерции Ф>, главный момент сил инерции М<, , неизвестная по модулю и направлению реакция Fu> стойки, действующая в шарнире А, и неизвестная по модулю движущая сила являющаяся воздействием зубчатого колеса 2" на зубчатое колесо z. Линия действия силы Гд проходит через полюс зацепления Р под углом зацепления а г- Положение полюса Р и величина угла (1№ определяются из геометрического расчета зубчатой передачи (см. гл. 13). [c.190]

Ступенчатые зубчатые механизмы часто применяются в коробках скоростей, где передаточное отношение изменяется скачкообразно. Это позволяет при o)i = onst сообщать выходному звену различные по величине и направлению скорости и воспроизводить любой ряд передаточных отношений с заданной закономерностью (см. рис. 3.12, б). [c.406]

Такие многозвенные зубчатые механизмы обязательно имеют колеса с движущимися геометрическими осями (см. рис. 3.11), которые называются планетарными или сателлитами. Подвижное звено, в котором помещены оси са теллитов, называется водило м. Вращающееся вокруг неподвижной оси колесо, по которому обкатываются сателлиты, называется центральным неподвижное центральное колесо называется опорным. Как правило, планетарные механизмы изготовляются соосными. [c.406]

Каждому кинематическому элементу, изображенному на схеме, присваивают порядковый номер, начиная от источника движения, или буквенно-цифровые позиционные обозначения. Рекомендуется использовать следующие буквенные коды наиболее распространенных гругт элементов А — механизмы (общее обозначение) В — валы С — элементы кулачковых механизмов (кулачок, толкатель) Е — разные элементы Н — элементы механизмов с гибкими звеньями (цепь, ремень) К — элементы рычажных механизмов М — источник движения (см. рис. 17.3, поз. 18) Р — элементы мальтийских и храповых механизмов Т — элементы зубчатых и фрикционных механизмов X — муфты, тормоза. Валы допускается нумеровать римскими цифрами, остальные элементы нумеруют только арабскими цифрами. [c.358]

Для простейшего трехзвениого зубчатого механизма передаточная функция имеет следующий вид (см. гл. 19) [c.159]

Рассмотрим определение жесткости зубчатого передаточного механизма (рис. 23.3). При зафиксированном положении звена 4 и приложении к колесу / момента М из-за деформации всех звеньев и пар этой кинематической цепи оно повернется на угол ф. Тогда жесткость механизма составит См = М/ф. Определяя угловые деформации (податливости) каждого из упругих соединений и приводя их к колесу 1, получтш [c.295]

Синтез механизма заключается в поиске оптимальной совокупности значений его внутренних параметров. С этой целью критерии оптимальности выражают целевыми функциями, в основе которых лежат математические модели механизмов, представленные таким образом, что при оптимальной совокупности внутренних параметров механизмов, соответствующей наилучшему значению выходных параметров, целевые функции имеют экстремальное значение. Примерами подобных функций являются зависимости, применяемые при подборе чисел зубьев рядовых и планетарных зубчатых передач (см. гл. 14). Если среди всех показателей качества выделить один критерий, наиболее полно отражающий эффективность проектируемой машины или механизма, то выбор оптимальной совокупности внутренних параметров механизма производится по целевой функции, формализующей этот частный критерий. Такая операция называется оптимизацией по домини-рующ ему критерию. Остальные критерии при этом лишь ограничивают область допускаемых решений. Оптимизация по доминирующему критерию при всей простоте постановки задачи обладает тем недостатком, что остальные выходные параметры находятся обычно в области предельных значений. [c.313]

В четырехзвенном механизме (см. рис. к задаче 4.10) к спарнику АВ = ОС приварен зубчатый сектор 1 в виде диска, находящийся в зацеплении с i o-лесом 2. Зубчатое колесо 2 радиуса Гг, не связанное с кривошипом ВС, врапдается равноускоренно с угловым ускорением е вокруг оси, проходящей через точку С. [c.44]

Рис. 3.28. Производные зубчатые колеса, полученные из эллиптических а -овальные в форме двулистника. Эллипсы в механизме (см. рис. 3.27) катятся один по другому без скольжения. Условия качения не изменятся, если углы ф1 и фг, соответствующие изменению радиусов эллипсов от до г[ и от f-j до r j уменьшить в т раз. Задаваясь углами ф и соответствующими им углами ф2, определим для каждой пары углов сопряженные с ними радиусы ) и Г2 затем отложим их для углов ф1/ т и фг/т. Если m = 2, то углу ф поворота эллиптических колес (см. рис. 3.27), равному 2 тс, в производных колесах будет соответствовать угол поворота п. Одному обороту ведущего звена соответствуют два периода изменения передаточного отношения

Рис. 3.28. Производные <a href="/info/999">зубчатые колеса</a>, полученные из эллиптических а -овальные в форме двулистника. Эллипсы в механизме (см. рис. 3.27) катятся один по другому без скольжения. Условия качения не изменятся, если углы ф1 и фг, соответствующие изменению радиусов эллипсов от до г[ и от f-j до r j уменьшить в т раз. Задаваясь углами ф и соответствующими им углами ф2, определим для каждой пары углов сопряженные с ними радиусы ) и Г2 затем отложим их для углов ф1/ т и фг/т. Если m = 2, то углу ф поворота <a href="/info/7875">эллиптических колес</a> (см. рис. 3.27), равному 2 тс, в производных колесах будет соответствовать <a href="/info/2649">угол поворота</a> п. Одному обороту <a href="/info/4861">ведущего звена</a> соответствуют два периода изменения передаточного отношения

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...