Изменения перемещений

Недостатками зубчатых передач являются: необходимость высокой точности изготовления и монтажа; незащищенность от перегрузок; возможность вибраций, источником которых является неточное изготовление и неточная сборка передач (в результате этого могут возникать значительные динамические нагрузки); шум при работе, особенно при значительных скоростях; невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

Во избежание скачкообразного изменения передаточного отношения необходимо, чтобы момент сопротивления вращению гайки был гарантированно меньше момента в резьбе.

Результаты вычислений некоторых кинематических функций, выполненных на ЭВМ, приведены в виде графиков: на рис. 3.23, б — графики изменения функции iy; — i>c/wi от угла ipi при фиксированной длине шатуна (Х2 = 4), но при разных относительных смещениях Хе направляющей ползуна (рис. 3.23, а); на рис. 3.24 — графики изменения передаточного отношения из\ = Ш2/ы\ угловых скоро-

между валиком / и диском 2 осуществляется через шарики. Для изменения передаточного отношения обойма с шариками перемещается вправо или влево по цилиндрическим направляющим. Такие вариаторы передают небольшие моменты и служат как вычислительные механизмы для получения квадратов угла поворота ведущего ззена <р,, для логарифмирования угла поворота ср2, а в сочетании с другими винтовыми, зубчатыми и дифференциальными механизмами— для интегрирования, возведения в степень, умножения.

Характер изменения передаточного отношения и = —— в зависимости от угла поворота q> ведущего кривошипа Ь показан на диаграмме (рис. 35, б).

в) невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

(до 0,97—0,98 в одноступенчатом редукторе); 3) постоянство передаточного числа; 4) большой диапазон, передаваемых мощностей; 5) компактность; 6) небольшие нагрузки на валы и опоры передачи. Зубчатым передачам присущи и некоторые недостатки: 1) шум при больших скоростях; 2) необходимость высокой точности изготовления и монтажа; 3) высокая жесткость, не позволяющая компенсировать динамические нагрузки; 4) невозможность бесступенчатого изменения передаточного числа.

Передачи выполняют либо с постоянным, либо с переменным передаточным отношением, причем изменение передаточного отношения может быть ступенчатым или бесступенчатым. Ступенчатое регулирование передаточного отношения осуществляется, например, коробками скоростей металлорежущих станков, автомобилей, тракторов. Механизм для плавного изменения передаточного отношения называется бесступенчатой передачей или вариатором.

Достоинства фрикционных передач: простота конструкции, плавность и бесшумность работы, возможность безаварийной ситуации при случайной перегрузке, возможность плавного изменения передаточного числа на ходу машины. Главный недостаток фрикционных передач — значительная радиальная нагрузка на опоры валов, которая может до 35 раз превышать передаваемое окружное усилие. Кроме того, фрикционные передачи не обеспечивают строгого постоянства передаточного числа при изменении нагрузки и имеют сравнительно невысокий к. п. д.

Вариатором или бесступенчатой передачей называется механизм для плавного изменения передаточного отношения.

машины; возможность плавного (бесступенчатого) изменения передаточного числа.

Поскольку в заданиях содержатся только симметричные законы движения, законы изменения перемещений, аналогов скоростей и ускорений в первой и третьей фазах симметричны. Симметричны также значения перемещений. Значения аналогов скорости в симметричных точках в третьей фазе можно получить, умножая значение аналога скорости в первой фазе на величину Ф1/Ф2. Значение аналога ускорения получается умножением соответствующего значения в первой фазе на величину Ф?/Фз. В программе при вычислении параметров закона движения в третьей фазе используются промежуточные переменные PS (К), PS1 (К), PS2 (К), где К. == = 1,20. Вычисленные значения помещаются в ячейки, в которых хранятся переменные S (I), S1 (1), S2 (I), где I = 23,42 (см. оператор EQUIVALENCE).

Рис. 15.7. Изменения (вариации) перемещений: и), б) возможные изменения перемещений — не нарушаются ни внешние, ни внутренние связи; в) нарушена внешняя связь— на правой опоре перемещение должно быть равно нулю, а в вариации перемещений оно не равно нулю. Такое изменение (такая вариация) перемещений не является возможной; г) нарушена внутренняя связь — излом в оси. Такое изменение (такая вариация) перемещений не является возможной.

Рис. 15.9. К принципу возможных перемещений: / — ось балки до деформации; // — ось балки, испытавшей деформацию в соответствии с внешней нагрузкой; /// —^кривая <ось) сравнения; / — элемент балки до деформации; /' — элемент балки, испытавшей деформацию; /" — элемент балки после возможного изменения перемещений,

На ри@. 3.18 представлены графики изменения перемещений и внутренних сил по длине оболочки при рассмотренном способе ее нагружения. Как видно из графиков, все величины затухают

Отметим, что при использовании для расчета длинной оболочки вместо формул (3.91) формул (3.90) получаются те же самые значения коэффициентов влияния, хотя законы изменения перемещений .и сил по образующей оболочки в этом случае несколько отличаются из-за присутствия переменного множи-

Зная закон изменения перемещений, можно определить и характер изменения при запуске усилий в тяговом органе конвейера, воспользовавшись зависимостями:

Величина динамических усилий будет тем больше, чем больше скорость, набранная вторым приводом к мгновению трогания с места первого привода. Определение этой скорости можно выполнить по методике, изложенной в § 12. Используя формулы этого параграфа, необходимо найти закон изменения перемещений турбинного колеса муфты второго привода ср и, приравняв ср = ар, (гр — приведенный к валу турбинного колеса зазор в цепи и приводных передачах между муфтами противоположных приводов), определить соответствующее время выбора зазоров taa3. Подставляя далее t3aa в формулу, описывающую закон изменения скорости турбинного колеса второго привода, найдем искомую скорость. Этот метод подробно изложен ниже при исследовании динамики двух-двигательного привода конвейера, где зазоры относительно невелики.

лограмм построить графики изменения перемещений и скоростей вибрации дробилки по осям X (горизонтальная по ходу щеки), У (вертикальная) и Z (горизонтальная по оси вала) в зависимости от угла поворота эксцентрикового вала.

В техническом отношении удобными являются диаграммы, которые дают закон изменения перемещений ведомого звена в функции перемещения ведущего звена в виде:

В выражении (11.13) варьированию подлежат скорости изменения перемещений и усилий в срединной поверхности. Такое преобразование влечет за собой переход к смешанному вариационному уравнению типа приведенного в [72J. Подобный прием удачно применен в работе [26].

Принятое нами синусоидальное изменение радиального перемещения цапфы не совсем соответствует действительному закону изменения перемещений. Однако, как показано ниже, сделанное допущение о синусоидальной форме и характере перемещений цапфы дает достаточно близкое совпадение расчетных данных с экспериментом. Беря вторую производную по времени от функции (12), получим ускорение цапфы: