72480

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Лекция

Производство и промышленные технологии

По форме профиля зуба различают: эвольвентные и круговые передачи. Наиболее распространен эвольвентный профиль зуба, предложенный Эйлером в 1760 году. Он обладает целым рядом существенных, технологических и эксплутационных преимуществ.

Русский

2014-11-22

740.5 KB

7 чел.

Лекция 6.

ЗУБЧАТЫЕ   ПЕРЕДАЧИ

Принцип действия и классификация

Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес (рис.6.1, где а – внешнее; б – внутреннее зацепление, в – реечная передача).

По расположению осей валов различают: передачи с параллельными осями и с цилиндрическими зубчатыми колесами внешнего или внутреннего зацепления (см.рис 6.1); передачи с пересекающимися осями (конические зубчатые колеса, см.рис.    ); передачи с пересекающимися осями – цилиндрические винтовые   (см.рис.       ), конические гипоидные (см.рис.      ), червячные (см.рис.     ). Кроме того, применяют передачи между зубчатым колесом и рейкой (см.рис.6.1,в). Эти передачи являются частным случаем передачи с цилиндрическими колесами, у которой диаметр одного из колес равен бесконечности. Они служат для преобразования вращательного движения в поступательное, и наоборот.

По расположению зубьев на колесах различают: прямозубые – (см.рис.6.1), косозубые (см.рис.6.4) передачи и передачи с круговым зубом (см.рис.         ).

По форме профиля зуба различают: эвольвентные и круговые передачи.  Наиболее распространен эвольвентный профиль зуба, предложенный Эйлером в 1760 году. Он обладает целым рядом существенных, технологических и эксплутационных преимуществ. Круговой профиль зуба предложен М.Л.Новиковым в 1954 году. По сравнению с эвольвентным он позволяет повысить нагрузочную способность зубчатых передач.

Рис.6.1

Оценка и применение

Основные преимущества зубчатых передач: а) высокая нагрузочная способность и, как следствие, малые габариты (рис.6.2, где а – зубчатая, б – ременная, в – клиноременная, г – цепная передачи с одинаковыми характеристиками);

б) большая долговечность и надежность работы (большинство зубчатых передач

Рис.6.2

имеет практически неограниченный срок службы;

в) высокий к.п.д. (до 0,97 0,98 в одной ступени);

г)  постоянство передаточного отношения (отсутствие проскальзывания);

д) возможность применения в

широком диапазоне скоростей (до 150 м/с), мощностей (до десятков тысяч кВт) и передаточных отношений (до нескольких сот).

Среди недостатков зубчатых передач можно отметить повышенные требования к точности изготовления, шум при больших скоростях, высокую жесткость, не позволяющую компенсировать динамические нагрузки.

КРАТКИЕ  СВЕДЕНИЯ  О  ГЕОМЕТРИИ  И  КИНЕМАТИКЕ

Основные параметры

          Меньшее из пары зубчатых колес называют шестерней, а большее – колесом. Термин зубчатое колесо является общим.

          Параметрам шестерни приписывают индекс 1, а параметрам колеса – 2 (рис.6.3). Кроме  того, различают индексы, относящиеся: - к начальной поверхности или окружности; b – к основной поверхности или окружности; a – к поверхности или окружности вершин и головок зубьев;

Рис.6.3

f – к поверхности или окружности впадин и ножек зубьев.

Параметрам, относящимся к делительной поверхности или окружности, дополнительного индекса не приписывают.

 z1 и z2 – число зубьев шестерни и колеса; u = z2 / z1 – передаточное число (отношение большого числа зубьев к меньшему – используется наряду с передаточным отношением i = n1 / n2, как удобное при расчете на контактную прочность);           p – окружной шаг по делительной окружности (равный шагу исходной зубчатой рейки);  рb = р cos  - окружной шаг по основной окружности; - угол профиля делительный (равный углу профиля исходного контура по ГОСТ 13755-68   = 200); - угол зацепления или угол профиля начальный

;

m = р/ - окружной модуль зубьев (является основной характеристикой  размеров зубьев). Значения модулей стандартизированы в диапазоне от 0,05 до 100 мм.

D = pz/ = mz – диаметр делительной окружности (по которой обкатывается инструмент при нарезании); db = d cos  - диаметр основной окружности (разверткой которой являются эвольвенты зубьев); d1 и d2 – диаметры начальных окружностей (по которым пара зубчатых колес обкатывается в процессе вращения);

.

У передач без смещения и при суммарном смещении х = 0 (см.ниже) начальные и делительные окружности совпадают:

.

При нарезании колес со смещением делительная плоскость рейки (делительная окружность инструмента) смещается к центру или от центра заготовки на величину хm (см.рис.6.        ); х – коэффициент смещения исходного контура. Смещение от центра считается положительным (х > 0), а к центру – отрицательным (х < 0).

 

где      

у – коэффициент уравнительного смещения при х  0 (определяется по            ГОСТ 16532-70 или [     ].

Для передач без смещения и при х1 = х2 или х = 0

у = 0;     = = m(z1 + z2) / 2.

h = m(2h* +c* - у) – высота зуба;

d = d + 2m(h* +x - у) – диаметр вершин зубьев;

df = d - 2m(h* + c* - x) – диаметр впадин;

h* - коэффициент высоты головки зуба (по ГОСТ 13755-68 h* = 1);

с* - коэффициент радиального зазора (по ГОСТ 13755-68 с* = 0,25).

Для колес без смещения h = 2,25 m; d = d + 2m; df = d – 2,5m.

А1А2 – линия зацепления (общая касательная к основным окружностям);         g - длина активной линии зацепления (отсекаемая окружностями вершин зубьев);    П – полюс зацепления (точка касания начальных окружностей и одновременно точка пересечения линии центров колес О1О2 с линией зацепления).

Особенности  геометрии  косозубых

цилиндрических  колес

У косозубых цилиндрических колес зубья располагаются не по образующей делительного цилиндра, а составляют с ней некоторый угол (рис.6.4, где а – косозубая передача; б – шевронная, и рис.6.5). Оси колес при этом остаются параллельными.

Для нарезания косых зубьев используют инструмент такого же профиля, как и для нарезания прямых. Наклон зуба образуют соответствующим поворотом инструмента относительно заготовки на угол . Поэтому профиль косого зуба в нормальном сечении nn совпадает с профилем прямого зуба. Модуль в этом сечении должен быть также стандартным.

Рис.6.4

В торцевом сечении tt или в окружном направлении параметры косого зуба изменяются в зависимости от угла :

oкружной шаг   рt = pn / cos ,

окружной модуль   mt = mn / cos ,

диаметр делительной окружности

d = mtz = mnz / cos .

Индексы  n и t  приписываются параметрам в нормальном и торцевом сечениях соответственно.

Прочность зуба определяют его размеры и форма в нормальном сечении. Форму косого зуба в нормальном сечении принято определять через параметры эквивалентного прямозубого колеса (рис.6.6).

Рис.6.5            Рис.6.6

d = 2r = d / cos2

Увеличение эквивалентных параметров (d и z) c увеличением угла является одной из причин повышения прочности косозубых передач. За счет наклона зубьев мы как бы получаем колесо больших размеров.

Коэффициент торцевого перекрытия

и распределение нагрузки

по рабочей поверхности зуба

При вращении колес (см.рис.6.3) линия контакта зубьев перемещается в поле зацепления (рис.6.7), у которого одна сторона равна длине активной линии зацепления   g , а другая – рабочей ширине зубчатого венца b. Рассмотрим сначала прямозубую передачу – рис.6.3,а.

Пусть линия контакта 1 первой пары зубьев находится в начале поля зацепления, тогда при рb < g в поле зацепления будет находиться еще и линия контакта 2 второй пары зубьев. При вращении колес линии 1 и 2 перемещаются в направлении, указанном стрелкой. Когда вторая пара придет на границу поля 2’ , первая пара займет положение 1’. При дальнейшем движении на участке 1’ – 2 будет зацепляться только одна пара зубьев.

           Однопарное зацепление продолжается до тех пор, пока пара 1 не займет положение 2. В этот момент в зацепление вступит следующая пара зубьев и снова начнется двухпарное зацепление. Переходя от поля зацепления к поверхности зуба (рис.6.7,б), можно отметить, что зона однопарного зацепления      1’ – 2 располагается  посередине

Рис.6.7

зуба или в районе полюса зацепления (см.также рис.6.3).

В зоне однопарного зацепления зуб передает полную нагрузку Fn, а в зонах двухпарного зацепления (1 – 1’ и 2 – 2’) только половину нагрузки. Величина зоны однопарного зацепления зависит от величины торцевого коэффициента перекрытия

= g / pb.

По условиям непрерывности зацепления и плавности хода передачи должно быть

> 1.

В отличие от прямых косые зубья входят в зацепление не сразу по всей своей длине, а постепенно. Зацепление здесь распространяется в направлении от точек 1 к точкам 2 (см.рис.6.5). Расположение контактных линий в поле косозубого зацепления изображено на рис.6.8       (ср.рис.6.7 – прямозубое зацепление). При вращении колес линии контакта перемещаются в поле зацепления в направлении, показанном стрелкой.  

В рассматриваемый момент времени в зацеплении находятся три пары зубьев 1, 2 и 3. При этом пара 2 зацепляется по всей длине зубьев, а пара 1 и 3 лишь частично. В следующий момент времени пара 1 вышла из зацепления и находится в положении 1’. Однако в зацеплении еще остались две пары 2 и 3. В отличие от прямозубого косозубое зацепление не имеет зоны однопарного зацепления. В прямозубом зацеплении нагрузка с двух зубьев на один или с одного на два передается мгновенно. Это явление сопровождается ударами и шумом. В косозубых передачах зубья нагружаются постепенно по мере захода их в поле зацепления, а в зацеплении всегда находится минимум две пары.

 Плавность косозубого зацепления значительно понижает шум и дополнительные динамические нагрузки.

Рис.6.8

             В косозубом зацеплении нагрузка между зубьями распределяется пропорционально длинам контактных линий 1, 2, 3 (см.рис.6.8). Очевидно, что удельная нагрузка на зубья уменьшается с увеличением суммарной длины контактных линий L. С помощью рис.6.8 нетрудно установить, что при   , равном целому числу,

и L не изменяется при движении, так как уменьшению линии 1 всегда соответствует равное приращение линии 3.

Во избежании больших осевых сил в зацеплении (см.ниже) рекомендуют принимать = 8 200. Для шевронных колес допускают до 300 и даже до 400.

На боковой поверхности косого зуба линия контакта располагается под некоторым углом (рис.6.9,а). Угол увеличивается с увеличением .

Рис.6.9

При движении зуба в плоскости зацепления линия контакта перемещается в направлении от 1 к 3 (рис.6.9,б). При этом опасным для прочности может оказаться положение 1, в котором у зуба отламывается угол. Трещина усталости образуется у корня зуба в месте концентрации напряжений и затем распространяется под некоторым углом . Вероятность косого излома отражается на прочности зубьев по напряжениям изгиба, а концентрация нагрузки g – на прочности по контактным напряжениям.

Скольжение и трение в зацеплении

В точке контакта С (рис.6.10,а) наблюдается перекатывание и скольжение зубьев.

Рис.6.10

Скорость относительного движения (скольжения) в точке С

Итак, скорость скольжения пропорциональна расстоянию точки контакта от полюса. В полюсе она равна нулю, а при переходе через полюс меняется знак.

Максимальное скольжение наблюдается на ножках и головках зубьев, на начальной окружности оно равно нулю и изменяет направление. Скольжение сопровождается трением. Трение является причиной потерь в зацеплении и износа зубьев.

Влияние числа зубьев на форму

и прочность зубьев

На рис.6.11 показано изменение формы зуба в зависимости от числа зубьев колеса без смещения с постоянным модулем. При z   колесо превращается в рейку и зуб приобретает прямолинейные очертания. С уменьшением z уменьшается толщина зуба у основания и вершины, а также увеличивается кривизна эвольвент-

ного профиля. Такое изменение формы приводит к уменьшению прочности зуба.

При дальнейшем уменьшении z появляется подрезание ножки зуба (штриховая линия на рис.6.11), прочность зуба снижается. По границе подрезания устанавливается минимально допустимое число зубьев. При нарезании инструментом реечного типа zmin = 17.

Рис.6.11

Смещение инструмента при нарезании зубьев

и его влияние на прочность

На рис.6.12 изображено два положения инструмента (рейки) при нарезании зубьев: 1 – делительная плоскость рейки (ДП) совпадает с начальной плоскостью (НП) – нарезание без смещения; 2 – инструменту дано положительное смещение xm.

При этом диаметры основной db и делительной d окружностей не изменяются, так как не изменяется z.

Как видно по чертежу, смещение инструмента вызвало значительное изменение формы зуба. Толщина зуба у основания увеличилась, увеличилась и прочность зуба по напряжениям изгиба. Одновременно с этим заострилась головка зуба. Заострение является одной из причин, ограничивающих величину смещения инструмента. Отрицательное смещение инструмента сопровождается явлениями обратного характера.

Применяют два типа передач со смещением:

1. Шестерню изготовляют с положительным смещением х1 > 0, а колесо с отрицательным х2 < 0, но так, что |x1| = |x2| или х = x1 + x2 = 0.

Рис.6.12

           Одинаковые по величине, но разные по знаку смещения вызывают одинаковые увеличения толщины зуба шестерни и ширины впадины колеса. Изменяется соотношение высот головок и ножек зубьев.

            2. Суммарное смещение х не равно нулю. Обычно х > 0, а также х1 > 0 и х2 > 0. При положительных x1 + x2 делительная толщина зубьев шестерен и колеса больше р/2, а ширина впадин меньше р/2. Поэтому делительные

окружности не могут соприкасаться. Начальными становятся новые окружности, большие, чем делительные (d1 > d1, d2 > d2, см.рис.6.3). Межосевое расстояние увеличивается

При этом  увеличивается и угол наклона линии зацепления как общей касательной к основным окружностям, т.е. увеличивается угол зацепления, > .

Применяя смещение, необходимо помнить:

1. Положительное  смещение повышает прочность зубьев на изгиб и устраняет подрезание при малом числе зубьев (понижает zmin). Можно увеличить допускаемую нагрузку по изгибу на 100% и понизить zmin до 7-8.

2. Увеличение при х > 0 повышает контактную прочность – см.формулу (        ).

3. При большом числе зубьев у шестерни и колеса смещение малоэффективно.

Передачи со смещением при х > 0 применяют при больших i и малых z1. В этих условиях смещения х1 > 0 и х2 > 0 выравнивают форму зубьев шестерни и колеса и приближают их к равнопрочности по изгибу.

Точность изготовления и ее влияние

на качество передачи

Основными ошибками изготовления зубчатых колес являются: ошибки шага и формы профиля зубьев, ошибки в направлении зубьев относительно образующей делительного цилиндра.

 Ошибки шага и профиля нарушают кинематическую точность и плавность работы передачи. В передаче сохраняется постоянным только среднее значение передаточного отношения i.

 Ошибки в направлении зубьев в сочетании с перекосом валов вызывают неравномерное распределение нагрузки по длине зуба.

Точность изготовления зубчатых передач регламентируется ГОСТами, которые предусматривают двенадцать степеней точности. Каждая степень точности характеризуется тремя показателями:

1. Норма кинематической точности регламентирует наибольшую погрешность передаточного отношения или полную погрешность угла поворота зубчатого колеса в пределах одного оборота (в зацеплении с эталонным колесом).

2. Норма плавности работы регламентирует многократно повторяющиеся циклические ошибки передаточного отношения или угла поворота в пределах одного оборота.

3. Норма контакта зубьев регламентирует ошибки изготовления зубьев и сборки передачи, влияющие на размеры пятна контакта в зацеплении (на распределение нагрузки по длине зубьев).

Степень точности выбирают в зависимости от назначения и условий работы передачи. Наибольшее распространение имеют 6, 7 и 8-я степени точности.

Во избежание заклинивания зубьев в зацеплении должен быть гарантированный боковой зазор. Величина зазора регламентируется видом сопряжения зубчатых колес. Стандартом предусмотрено шесть видов сопряжения: Н – нулевой зазор; Е – малый зазор; С и D – уменьшенный зазор; В – нормальный зазор; А – увеличенный зазор.

СИЛЫ  В  ЗАЦЕПЛЕНИИ

Прямозубая цилиндрическая передача (рис.6.13). На рис.6.13 Fn – нормальная сила, направленная по линии зацепления как общей нормали к рабочим поверхностям зубьев. Силы, действующие в зацеплении, принято прикладывать в полюсе зацепления. При этом силу Fn переносят в полюс и раскладывают на окружную Ft и радиальную Fr.

Рис.6.13

Такое разложение удобно при расчете валов и опор. По заданным Т и d определяют

    (6.1)

и через нее выражают все другие составляющие

   (6.2)

Косозубая и шевронная цилиндрические передачи (рис.6.14,а,б). Здесь силу Fn раскладывают на три составляющие:

(6.3)

Наличие в зацеплении осевых осевых сил, которыми дополнительно нагружаются опоры валов, является недостатком косозубых колес. Этот недостаток устраняется в шевронной передаче.

Рис.6.14

Критерии  работоспособности  и  расчета  зубчатых  передач

Условия работы зуба                              в зацеплении

           При передаче крутящего момента (рис.6.15) в зацеплении, кроме нормальной силы Fn , действует сила трения, равная Fnf, связанная со скольжением. Под действием этих сил зуб находится в сложном напряженном состоянии. Решающее влияние на его работоспособность оказывают два основных напряжения: контактные напряжения Н и напряжения изгиба F. Для каждого зуба Н и F  не  являются  постоянно действующи-

Рис.6.15

ми. Они изменяются во времени по некоторому прерывистому (пульсирующему) циклу (см.рис.6.15).Переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев: поломка зубьев от напряжений изгиба и выкрашивание поверхности от контактных напряжений.

С трением в зацеплении связаны износ и заедание поверхностей зубьев.

Поломка зубьев

 Поломка зубьев (рис.6.16) связана с напряжениями изгиба. На практике чаще

всего наблюдается выламывание углов зубьев, связанное с концентрацией нагрузки. Различают два вида поломки зубьев:

         поломка от больших перегрузок ударного или даже статического действия;

         усталостная поломка, происходящая от действия переменных напряжений в течение сравнительно длинного срока службы

        Общие меры предупреждения поломки зубьев – увеличение модуля, положи- тельное смещение при нарезании зубьев, термообработка, наклеп.

Рис.6.16

.

Повреждение поверхности зубьев

 Все виды повреждения поверхности зубьев (рис.6.17) связаны с контактными напряжениями и трением.

 Усталостное выкрашивание от контактных напряжений (рис.6.17,а) является основным видом разрушения поверхности зубьев при хорошей смазке передачи. Зубья таких передач разделены тонким слоем масла, устраняющим металлический контакт. При этом износ зубьев мал. Пердача работает длительное время до появления усталости в поверхностных слоях зубьев. На поверхности появляются небольшие углубления, напоминающие оспинки, которые потом растут и превращаются в раковины.

Рис.6.17

 Абразивный износ (рис.6.17,б) является основной причиной выхода из строя передач при плохой смазке. К таким передачам относятся прежде всего открытые передачи, а также закрытые, но недостаточно защищенные от загрязнения абразивными частицами (пыль, продукты износа и т.п.). Такие передачи можно встретить в сельскохозяйственных и транспортных машинах, в горнорудном оборудовании, в грузоподъемных машинах и т.п.

 Заедание (рис. 6.17, в) наблюдается преимущественно в высоконагруженных и высокоскоростных передач. В месте соприкосновения зубьев этих передач развивается высокая температура, способствующая разрыву масляной пленки и образованию металлического контакта. Здесь происходит как бы сваривание частиц металла с последующим отрывом их от менее прочной поверхности. Образовавшиеся наросты задирают рабочие поверхности зубьев в направлении скольжения.

Пластические сдвиги наблюдаются у тяжелонагруженных тихоходных зубчатых колес, выполненных из мягкой стали. При перегрузках на мягкой поверхности зубьев появляются пластические деформации с последующим сдвигом в направлении скольжения (см. рис. 6.10). В результате у полюсной линии зубьев ведомого  колеса образуется хребет, а у ведущего – соответствующая канавка. Образование хребта нарушает правильность зацепления и приводит к разрушению зубьев.

Отслаивание твердого поверхностного слоя зубьев, подвергнутых поверхностному упрочнению (азотирование, цементирование, закалка т.в.ч. и т.п.). Этот вид разрушения наблюдается при недостаточно высоком качестве термической обработки.

5. Расчетная нагрузка.

За расчетную нагрузку принимают максимальное значение удельной нагрузки, распределенной по линии контакта зубьев,

   (6.4)

где Fn и L - по формулам (      ) и (      ) (для прямозубых передач при условии однопарного зацепления L = b или  К = 1); К - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине колеса; К - коэффициент динамической нагрузки.

Обозначим

              (6.5)

Параметр t называют удельной расчетной окружной силой. При этом

     (6.6)

При постоянном или приближенно постоянном режиме нагрузки, а также в тех случаях, когда режим нагрузки неопределен (неизвестен), величину t определяют исходя из номинальной мощности двигателя.

Коэффициент неравномерности нагрузки K.

Неравномерность распределения нагрузки по ширине колеса связана с деформацией валов, корпусов, опор и самих зубчатых колес, а также с погрешностями изготовления передач. Поясним это сложное явление на примере, учитывающем только прогиб валов.

Рис.6.18

На рис. 6.18 изображено взаимное расположение зубчатых колес  при деформированных валах в случаях: симметричного (рис. 6.18,а), несимметричного (рис. 6.18,б) и консольного (рис. 6.18,в) расположения колес относительно опор. Валы прогибаются в противоположные стороны под действием сил в зацеплении.

При симметричном расположении опор прогиб валов не вызывает  перекоса зубчатых колес и, следовательно, почти не нарушает распределения нагрузки по длине зуба. Это самый благоприятный случай. При несимметричном и консольном расположении опор колеса перекашиваются на угол , что приводит к нарушению правильного касания зубьев. Если бы зубья были абсолютно жесткими, они соприкасались бы только своими концами (рис. 6.10,г). деформация  зубьев уменьшает влияние перекосов и в большинстве случаев сохраняет их соприкосновение по всей длине (рис. 6.10,д). Однако при этом нагрузка перераспределяется в соответствии с величиной деформации отдельных участков зубьев (рис. 6.10,е).

Отношение

qmax / qср = K,

где qср – средняя интенсивность нагрузки.

При прочих равных условиях влияния перекоса зубьев увеличивается с увеличением ширины колес b, поэтому величину последней ограничивают.

Неравномерность нагрузки увеличивает контактные напряжения и напряжения изгиба у краев зубьев. Для уменьшения опасности  выламывания углов зубьев на практике применяются колеса со срезанными углами (рис. 6.18, ж).

При контактировании передачи необходимо учитывать все факторы, влияющие на величину неравномерности нагрузки, и в первую очередь не применять нежестких валов, опор и корпусов.

Расчет величины коэффициента K связан с определением угла перекоса . При этом следует учитывать не только деформацию валов, опор и самих колес, но также и ошибки монтажа и приработку зубьев.

Коэффициент динамической нагрузки K.

Погрешности нарезания зубьев являются причиной непостоянства мгновенных значений передаточного отношения. Это значит, что при 1 = const

1  const   и   d2 / dt  0.

В     зацеплении    появляется    дополнительный    динамический    момент

Тд =  где J – момент инерции вращающихся ведомых масс. Основное влияние на величину динамических нагрузок имеют ошибки основного шага рb. На рис. 6.19 изображен случай зацепления, при котором шаг колеса больше шага шестерни, т.е. рb2   рb1.

В точке b происходит так называемый кромочный удар. Кромочный удар не только увеличивает динамическую нагрузку, но также способствует задиру поверхности зубьев. Для уменьшения эффекта кромочного удара применяют фланкированные зубья.

Величина дополнительных динамических нагрузок зависит от величины ошибки шага, окружной скорости, присоединительных масс, упругости зубьев и других деталей передачи.

Для приближенной оценки рекомендуют

                                     (6.7)

где - удельная окружная динамическая сила; tp – удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации.

                   .                            (6.8)

- см. примечание,     (6.9)

где - кгс/мм; - м/с; - мм; q0 - коэффициент, учитывающий влияние разности

 

Рис.6.19

шагов в сцеплении зубьев шестерни и колеса, - коэффициент, учитывающий проявление погрешностей зацепления на динамическую нагрузку.

16

PAGE  18


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

24448. Сущность метода статистических испытаний 193.5 KB
  Формат команды во многом определяется способом адресации операнда находящего в оперативной памяти длиной используемого непосредственного операнда а также наличием и длиной смещения используемого при относительных режимах адресации. Непосредственная адресация предполагает что операнд занимает одно из полей команды и следовательно выбирается из оперативной памяти одновременно с ней. Прямая адресация предполагает что эффективный адрес является частью команды. Так как ЭА состоит из 16 разрядов то и соответствующее поле команды должно...
24449. Пуассоновский процесс 218.5 KB
  б – операционное устройство как преобразователь дискретной информации. Запоминающим устройством накопителем называется устройство предназначенное для хранения множества элементов информации и снабжённое средствами селекции обеспечивающего запись и или чтение заданного элемента информации. Устройством вводавывода называется устройство предназначенное для чтения информации с носителя и или записи информации на носитель путём преобразования электрических сигналов в сигналы иной физической природы т. передача информации из одной среды в...
24450. Система М/М/1 218 KB
  По способу передачи информации: параллельные последовательные и параллельнопоследовательные. По режиму передачи информации: симплексный режим передача только в одном направлении; дуплексный режим двусторонняя одновременная передача; полудуплексный режим двусторонняя передача но в разные моменты времени. Параллельные интерфейсы обеспечивают высокую пропускную способность которая измеряется количеством битов информации в единицу времени обычно в секунду. Тип передаваемой информации указывается сообщается приемному устройству...
24451. Система М/М/с. 108.5 KB
  Поток поступления заявок простейший. Время обслуживания заявок удовлетворяет Пуассоновскому закону. Вычислим другие показатели: Среднее число заявок находящихся в системе Среднее число заявок находящихся в очереди Не стационарный режим Рассмотри систему дифференциальных уравнений которые у нас уже записанысистема мм1.
24452. Классификация систем массового обслуживания 135 KB
  Принято классифицировать системы набором букв и цифр: A B C k n A – указывает на закон распределения времени между соседними поступившими заявками B – указывает на за кон распределения времени обслуживания заявок C – количество обслуживающих приборов k – мощность источника заявок n – объем буфера M – на первом месте – поток простейший M – на втором месте – экспоненциальное время обслуживания G – на первом месте – произвольный закон потока G – на втором месте – произвольное время обслуживания D – на первом месте – детерминированный поток D – на...
24453. Структурная функция. Представление систем при помощи структурных функций 152.5 KB
  Схема обработки прерываний в реальном режиме работы процессора. Использование механизма прерываний позволяет обеспечить наиболее эффективное управление не только внешними устройствами но и программами. векторы прерываний МП дел.на 0переполние переход в режим трасировки векторы прерываний микроконтроллера клава гибк.
24454. Граф состояний систем и вычисление показателей надежности (невосстанавливаемые элементы) 237 KB
  2 1 4 3 EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 EMBED Equation.3 EMBED Equation.
24455. Граф состояний систем и вычисление показателей надежности (восстанавливаемые элементы) 143.5 KB
  интенсивность отказа интенсивность восстановления период восстановления начальные условия или Выполним преобразование Лапласа: Используем теорему о вычетах: это вероятность нахождения в первом состоянии вероятность готовности системы стационарный коэффициент готовности системы Вычисление показателей надежности и готовности системы Пусть имеется системы состоящая из элементов. Вероятность безотказной работы Для вычисления строим граф состояний системы. Из анализа функционирования системы записываем начальные условия. ...
24456. Характеристики моделей памяти для DOS- и Windows- программах. Начальная загрузка сегментных регистров в зависимости от модели памяти 4.44 MB
  Характеристики моделей памяти для DOS и Windows программах. Начальная загрузка сегментных регистров в зависимости от модели памяти. Модели памяти DOS: Модель памяти Tiny. Эта модель памяти используется при создании загрузочных модулей с расширением имени com.