Жесткости соответствующих

где Xt = EiF,, и Х2 = E2F2 - коэффициенты жесткости соответственно болта и втулки (Ft и F2 — сечения болта и втулки).

где ?ч и Х2 — коэффициенты жесткости соответственно болта и стягиваемых деталей; Ц -коэффициент жесткости болта с упругим элементом

где Xi и >»2 — собственные коэффициенты жесткости соответственно болтов и корпусов; 13/1 и /У/- отношение высоты элементов к длине болта.

где Сь С2 — коэффициенты жесткости соответственно замыкающей пружины и толкателя; Fc — модуль силы сопротивления, включая силу трения и силу предварительной затяжки пружины. Зависимость s от времени / называют кинематическим возбуждением, так как оно оказывает непосредственное влияние на упругие колебания массы т. Это влияние оценивается коэффициентом динамичности по ускорениям

где s — перемещение нижнего конца толкателя, определяемое профилем кулачка; у — перемещение верхнего конца толкателя, которое вследствие упругости толкателя отличается от перемещения s; т — масса толкателя; с\, с2 — коэффициенты жесткости соответственно замыкающей пружины и толкателя; Fc — модуль силы сопротивления, включая силу трения и силу предварительной затяжки пружины.

мы (см. рис. 88, а и 89, а) или присоединенных масс возбудителя (см. рис. 88, б, в и 89, б); С0', С2', С3', С/, С5' — эквивалентные жесткости соответственно образца, динамометра, траверсы, «олонн, цилиндра; С4 — крутильная жесткость преобразователя,

где С0, Cz, Cs — продольные жесткости соответственно образца, динамометра, цилиндров; С3,' С4 — жесткости элементов силового замыкания.

а — прямым жестким; б — прямым эластичным; в — косвенным эластичным; т^\ тг\ т3; mt — массы соответственно возбудителя колебаний (резонатора для сх. в), захвата для образца и элементов машины, соединяющих образец с возбудителем колебаний, захвата для образца, соединяющего образец с датчиком силы или с каким-либо иным узлом машины, станины машины; clt с,; с„; ct; fs — жесткости соответственно элементов, соединяющих захват для образца с возбудителем колебаний (упругого элемента резонатора для ex. t), пружины статического нагружения или эквивалентных ей устройств, образца, датчика силы или иного элемента, соединяющего образец со станиной машины, упругих опор, на которые установлена станина машины; Rt — Re — внутренние неупругие сопротивления в элементах машины с соответствующими жесткостями

где /ф и /о — линейные жесткости соответственно механизма фиксации и центральной опоры, тз — масса выходного звена, #ф — радиус расположения фиксатора, У0 — смещение массы тэ из-за податливости центральной опоры.

где Xt = EjFi и л2 = ?2^2 — коэффициенты жесткости соответственно болта и втулки (Fj и F2 — сечения болта и втулки).

где Xj и Х2 ™ коэффициенты жесткости соответственно болта и стягиваемых деталей; Xf — коэффициент жесткости болта е упругим элементом

Этот распространенный метод расчета рам, впервые предложенный Кроссом [19], является по существу приближенным методом определения концевых моментов элементов, которые далее могут быть определены с любой желаемой степенью точности. При использовании метода следует рассмотреть три состояния: 1) моменты в защемленной балке; 2) реактивные моменты для всех элементов, сходящихся в узел; 3) моменты, возникающие в закрепленном сечении балок при действии моментов, приложенных к противоположным концам. Два последних состояния могут быть легко описаны методом перемещений. Рассматриваемый метод предусматривает использование коэффициентов жесткости, соответствующих моменту, вызывающему единичный поворот опертого сечения балки с защемленным противоположным концом. Примеры применения этого и других обсуждаемых здесь методов приведены в книге Сатерленда и Боумена [78].

Символами GIZ и с2з обозначены жесткости соответствующих упругих связей между массами.

частей редукторов исполнительных органов; /3 — приведенный момент инерции второго исполнительного органа и отнесенной к нему части редуктора; сх и с2 — приведенные жесткости соответствующих упругих связей; \^1 и г)2 — приведенные углы поворота ротора за счет зазоров в соответствующих редукторах и исполнительных органах.

Для сопоставления динамических характеристик испытательных машин необходимо знать усилия, действующие в упругих элементах соответствующих колебательных систем. Эти усилия могут быть выражены в виде произведения жесткости соответствующих элементов на их абсолютную деформацию. Такой метод расчетного определения усилий достаточно точен, так как в рассматриваемых испытательных машинах скорость задаваемой деформации значительно ниже скорости распространения ее в материале образца и элементов машины, и возможность возникновения в образце и элементах машины волновых явлений фактически исключается.

Си с2 и с3 — приведенные жесткости соответствующих кинематических цепей; фь фа и ф3 — углы поворота при колебаниях соответствующих

тается невесомым. Для определения частот собственных колебаний системы, представляющей собой стержень с п массами mL, m2, ... тп, закрепленный произвольным образом, например шарнирно опертый по концам (фиг. 56), предварительно определяется матрица коэффициентов «жесткости», соответствующих упругим перемещениям отдельных точек

Повышения точности можно достигнуть заменой шпиндельных подшипников новыми, обеспечивающими по своей конструкции более высокую точность вращения шпинделя, заменой существующей системы привода, упрощением кинематических цепей, устранением зазоров в направляющих, маточных гайках, червячных и зубчатых передачах, установкой коррекциогшых устройств для исправления ошибок шага ходовых винтов и червячных передач зубообрабатывающих станков, делительных столов, повышением жесткости соответствующих элементов станка.

Точность станка можно повысить заменой шпиндельных подшипников новыми, обеспечивающими по своей конструкции более высокую точность вращения шпинделя (см. гл. II); заменой существующей системы привода; упрощением кинематических цепей; устранением зазоров в направляющих, маточных гайках, червячных и зубчатых передачах; установкой коррекционных устройств для исправления ошибок тага ходовых винтов п червячных передач зубообрабаты-вающих станков, делительных столов, повышением жесткости соответствующих элементов станка.

вильного суммирования вкладов в элементы общей жесткости соответствующих вкладов для степеней свободы.

Для сопоставления динамических характеристик испытательных машин необходимо знать усилия, действующие в упругих элементах соответствующих колебательных систем. Эти усилия могут быть выражены в виде произведения жесткости соответствующих элементов на их абсолютную деформацию. Такой метод расчетного определения усилий достаточно точен, так как в рассматриваемых испытательных машинах скорость задаваемой деформации значительно ниже скорости распространения ее в материале образца и элементов машины, и возможность возникновения в образце и элементах машины волновых явлений фактически исключается.