Механизма соответственно

либо повысить, либо понизить класс механизма. Поэтому при всех прочих равных условиях класс механизма зависит и от выбора ведущего звена. Кинематический и силовой анализы механизма усложняются с повышением класса механизма, следовательно, всегда надо стремиться выбирать ведущее звено так, чтобы класс

4°. Задача об определении класса плоского механизма решается в следующей последовательности:

Связь между углами ср и ф устанавливается через размеры звеньев механизма, которые мы называем параметрами кинематической схемы механизма или сокращенно параметрами механизма. Следовательно, чтобы удовлетворить условию (27.3), необходимо соответствующим образом подобрать параметры механизма. Для шарнирного четырехзвенника, показанного на рис. 27.8, число независимых параметров можно считать равным шести. Это длины 1Ь L, /3 и /4 звеньев, начальное значение ф0 угла ср и угол а, образованный стойкой AD с осью Ах. Если определить только относительные размеры звеньев, то можно принять

На плане ускорений вектор апсв изображен отрезком проведенным параллельно шатуну ВС в направлении от С к В. Линия уу действия вектора а?в проходит через точку пг перпендикулярно ВС. Поскольку ускорение точки D равно нулю, то отрезок (рап2) плана изображает вектор апсо, а линия zz действия вектора a^.D проведена через точку п2. Точка пересечения прямых уу и 22 определяет положение конца вектора ускорения точки С механизма. Следовательно, ас = ца (рас); агсв = ца (пгс) и arCD = \ia x X (пгс). Так как асв = апсв + а?в и aCD = anCD + arCD, то полные ускорения точки С во вращательном движении соответственно вокруг точек В и D определяются соотношениями

Определим КПД сложного механизма, состоящего из и последовательно соединенных механизмов, КПД которых соответственно

но -;-- = т) — КПД всего механизма. Следовательно,

т. е. полный КПД сложного механизма, состоящего ш ряда последовательно соединенных механизмов, равен npouseedtnuio частных КПД.

В число наложенных связей может войти некоторое число
силы Fn в поступательной паре (рис. 21.16, б), которые могут образовываться входным звеном 1 со стойкой 0. Это несоответствие указывает на наличие множества математических решений задачи. Однако система сил, действующих на входное звено со стороны всех остальных звеньев механизма, преодолевается движущими силами и моментами, действующими на это звено со стороны двигателя или передаточного механизма. Следовательно, с учетом инерционности звеньев можно считать, что входное звено механизма уравновешивается движущими силами. Поэтому указанная неопределенность устраняется при приложении к входному звену уравновешивающего момента или уравновешивающей силы. В основу определения этих силовых факторов положен метод, разработанный Н. Е. Жуковским (см. прил.), основанный на принципе возможных перемещений применительно к механизмам.

Практикой установлены оптимальные значения амплитуды колебаний скорости звена приведения, например, 8 — 0,04 — для сельскохозяйственных машин, б = 0,01 — для металлообрабатывающих станков общего назначения, б = 0,005 — для роторных двигателей. При динамическом расчете механизма ставится задача обеспечения требуемого коэффициента неравномерности движения механизма. Чем меньше 6, тем более равномерно вращается входное звено механизма, следовательно, меньше колебания скоростей его звеньев.

Следовательно, необходимость учета упругих свойств материалов звеньев полностью определяется назначением механизма и, как следствие, требуемой точностью инженерного расчета его.

6. Рассчитать червячную передачу для крана тяжелого режима работы. Полный момент (рис. 1.8, б) Г21тах=670 Н-м передается в течение L/,i = 0,2Lh; 0,75r2imai в течение /,л2=0,5?ь; 0,1Г21тах в течение L/,3=0,3Lh, где LK—рабочее время, составляющее 40 % времени цикла. Передача должна работать 10 лет. Коэффициенты годового и суточного использования механизма соответственно равны /<г = 0,75, Кс,=0,67. Передаточное число и = 50 об/мин. Недостающие параметры выбрать самостоятельно.

где Т и Т0 — кинетическая энергия механизма соответственно в конце и начале рассматриваемого перемещения; Лд — работа движущих сил на этом перемещении; Лп.с и Лвс — абсолютная величина работы соответственно сил полезных и вредных сопротивлений на том же перемещении.

где тпр и т'пр — приведенная масса механизма соответственно в конце и начале рассматриваемого промежутка; v и УО — конечная и начальная скорость точки приведения.

где /Гф и /пр — приведенный момент инерции механизма соответственно в конце и начале рассматриваемого промежутка; со и со0 — конечная и начальная угловая скорость звена приведения; q> и Фо — конечное и начальное значения угловой координаты этого звена.

В общем случае для построения динамической модели механизма за точку приведения, т. е. точку, в которой сосредоточивается приведенная масса, можно выбрать любую точку механизма. Поэтому приведенной массой механизма называют массу, которую надо сосредоточить в данной точке механизма (точке приведения), чтобы кинетическая энергия этой материальной точки равнялась кинетической энергии всех звеньев механизма. Соответственно приведенной силой называют силу, условно приложенную к точке

В общем случае для построения динамической модели механизма за точку приведения, т. е. точку, в которой сосредоточивается приведенная масса, можно выбрать любую точку механизма. Поэтому приведенной массой механизма называют массу, которую надо сосредоточить в данной точке механизма (точке приведения), чтобы кинетическая энергия этой материальной точки равнялась сумме кинетических энергий всех звеньев механизма. Соответственно, приведенной силой называют силу, условно приложенную к точке приведения и определяемую из равенства элементарной работы этой силы элементарной работе сил и пар сил, действующих на звенья механизма.

Обозначим углы поворота звеньев самотормозящегося механизма соответственно ф^ и ф? и воспользуемся приемами составления дифференциальных уравнений (11.1), (12.30), (12.31) для самотормозящегося механизма. Тогда, полагая (в новых обозначениях) в уравнениях (11.1):

а, б — разрушение оболочки с образованием кинематического механизма соответственно по Всей поверхности и на ограниченной ее части; 9 — зона разрушения в виде купола; г — шатровая схема разрушения; д — разрушение с образованием трех кольцевых пластических

Относительные длины звеньев механизма, расположенные в определенной последовательности, будут обозначать номер механизма. Например, механизм с размерами 1г = 0,2, Z2 = 1, /8 = 0,9, /4 = 1, УС > 0, (3=180°, /5 = 0,2, /,= 1; /, = 0,8, /8 = 0,9, Ум < 0 имеет номер 0,2.1.0,9.1. р = 180°.0,2.1.0,8.0,9. ( + 1) X (—1). Если длины звеньев второго механизма соответственно равны длинам первого, то номер механизма запишется так: 0,2.1.0,9.1. р = 180°. ( + 1) X (—1).

1) четкие и чистые удары при нагрузке механизма соответственно его номинальной грузоподъемности;

Очевидно, что прямые /C2/Ci, K.±P\ и /)1/)2 окажутся в любом положении механизма соответственно параллельными сторонам 02С, ССг и С^М^. Заменив в рассматриваемой схеме звенья 5, 6 и 7 звеньями /C2/Ci, K^Pi и PiP2, разместив в точках /С2, S и Р2 шарниры и удалив отрезок N^Mi, мы получим механизм Гагарина. В этом устройстве антипараллелограмм B/C2/dS равен- антипараллелограмму Л5Р1Р2. что отнюдь не является обязательным признаком для такого механизма. В устройствах типа механизма Гагарина