Механизма составляет

Г, Из формулы (14.19) следует, что для определения коэффициентов полезного действия отдельных механизмов необходимо каждый раз определять работу или мощность, затрачиваемые на преодоление всех сил непроизводственных сопротивлений за один полный цикл установившегося движения. Для этого определяют для ряда положений механизма соответствующие силы непроизводственных сопротивлений. Для большинства механизмов — это силы трения. Далее, по известным скоростям движения отдельных звеньев механизма определяются мощности, затрачиваемые на преодоление сил трения. По полученным значениям мощностей определяют среднюю мощность, затрачиваемую в течение одного полного цикла установившегося движения на преодоление сил трения. Тогда, если мощность движущих сил будет известна, коэффициент полезного действия определится по формуле (14.19).

или 24-х последовательных положений ведущего звена и строятся графики S = / (ф), v = f (ф) и а = / (ф), которые называются кинематическими диаграммами и годографами (рис. 2.4). Они дают наглядное представление о законах изменения кинематических параметров механизма за цикл его движения и позволяют определить положения механизма, соответствующие наибольшим значениям скоростей и ускорений точек звеньев механизма.

Годографы дают наглядное представление об изменении величин и направлений скоростей и ускорений точки за полный цикл движения механизма (см. годограф скорости точки К на рис. 2.4, в). Векторы абсолютных скоростей или ускорений точки, соответствующие ряду последовательных положений механизма, откладывают в их истинных направлениях от одного полюса, а затем концы векторов соединяют плавной кривой и получают годограф скорости или ускорения точки.

Г. Из формулы (14.19) следует, что для определения коэффициентов полезного действия отдельных механизмов необходимо каждый раз определять работу или мощность, затрачиваемые на преодоление всех сил непроизводственных сопротивлений за один полный цикл установившегося движения. Для этого определяют для ряда положений механизма соответствующие силы непроизводственных сопротивлений. Для большинства механизмов — это силы трения. Далее, по известным скоростям движения отдельных звеньев механизма определяются мощности, затрачиваемые на преодоление сил трения. По полученным значениям мощностей определяют среднюю мощность, затрачиваемую в течение одного полного цикла установившегося движения на преодоление сил трения. Тогда, если мощность движущих сил будет известна, коэффициент полезного действия определится по формуле (14.19).

В этой таблице цифрами 1, 2 к 3 обозначены положения механизма, соответствующие узлам интерполирования, а цифрами /' и 2' — положения, соответствующие серединам интервалов между узлами интерполирования. На рис. 120 показана схема механизма, выполненная в масштабе по размерам звеньев, приведенным выше, а на рис. 121 изображена диаграмма Дф3 = = Дф3(ф1), представляющая собой изменение погрешности осуществления заданной функции при изменении угла ф] поворота кривошипа. Наибольшая погреш-

На рис. 209 приведены кривые fi>K=cuKtf и ек==ек(0 для кулисного механизма, соответствующие механизмам мальтийского креста внешнего и внутреннего зацеплений в предположении, что сов = const. Первому соответствует участок АВ диаграммы, а второму—участки С А и BD. Анализ кривых показывает, что сйк достигает максимальных значений в середине интервалов перемещений. Для механизма внешнего зацепления

Далее, во многих случаях, когда речь идет о колебаниях как о дополнительных движениях, налагающихся на основное движение машины (или механизма), соответствующие перемещения можно считать малыми. Это положение, широко применяемое в строительной механике и в теории колебаний упругих систем, достаточно хорошо подтверждается практикой. Оно не применимо в тех случаях, когда возможны значительные относительные перемещения тел (например, качание маятника с большой амплитудой, движение поршня в цилиндре, перемещения от изгиба весьма гибких элементов). Но оно вполне соответствует тем случаям, когда перемещения связаны с упругими деформациями обычных элементов. Предположение о малости перемещений приводит к простым соотношениям при составлении уравнений колебаний.

На рисунке показаны три положения механизма, соответствующие одному циклу движения ползуна.

4. Постоянные неподвижные точки механизма (неподвижные шарниры) имеют соответствующие им точки плана ускорений расположенными в полюсе. Непостоянные неподвижные точки механизма (абсолютные мгновенные центры звеньев) имеют ускорения, не равные нулю, а поэтому соответствующие им точки плана ускорений не находятся в полюсе. Подвижные точки звеньев механизма, соответствующие полюсу плана ускорений, которые можно найти по теореме подобия, носят название мгновенных центров ускорений. В них ускорения точек звеньев в данный момент времени

с 1870г., рассматривался с принципиальной стороны как порочный, содержащий в себе логические противоречия, хотя, как известно, он дает на практике очень хорошие результаты при неравномерности хода машин, характеризующейся малыми значениями коэффициента S. Этот упрек по отношению к методу Радингера всецело связан с двойственным характером решения им задачи о движении машин, что было отмечено в начале настоящего параграфа, а именно: на первом этапе задача решается силовым методом, основанным на принципе Даламбера, а на втором — энергетическим методом, основанным на применении закона изменения кинетической энергии. В силовой части решение выполняется приведением сил к пальцу кривошипа, причем в число сил кроме рабочих нагрузок включаются и силы инерции механизма, соответствующие средней скорости вращения главного вала. После получения приведенных к пальцу кривошипа динамических сил (т. е. статических сил, объединенных с силами инерции в условном постоянном движении) на основе закона изменения кинетической энергии составляется уравнение энергетического баланса между работой этих сил и изменением кинетической энергии маховика. В итоге остаются неучтенными силы инерции механизма машины, а вместе с тем и изменение кинетической энергии этого механизма в непостоянном движении, обусловленном угловым ускорением главного вала.

Положения механизма, соответствующие двум крайним положениям ползуна, характеризуются углами начального Дн и -конечного Ак положения механизма. Эти углы определяются из соответствующих треугольников с одной общей стороной, равной эксцентриситету

Пусть механизм состоит из п звеньев. Каждое свободное звено, как уже отмечалось, обладает в общем случае шестью свободными движениями, т. е. движение такого звена может быть разложено на шесть простейших движений. Одно из звеньев механизма (стойка) или в действительности является неподвижным относительно Земли, или условно *) принимается за неподвижное. Поэтому количество подвижных звеньев механизма составляет п—1. Если бы звенья механизма не были связаны одно с другим, то общее количество простейших движений всех подвижных звеньев механизма составляло бы 6 (п—1). Однако звенья механизма не являются свободными, так как входят в состав кинематических пар. Каждая кинематическая пара 1 ... 5 классов уменьшает общее количество свобод движения звеньев на числа, соответственно равные 5р, 4р, 2р, 1р. Вычтем эти числа из того количества простейших движений, которые имели бы все подвижные звенья механизма, если бы не входили в состав кинематических пар. Обозначим полученную таким образом разность через W и получим

Общее число кинематических пар 5-го класса этого механизма составляет N = 7, число замкнутых контуров п = 2. Ранг контура OABD >-! = 3, равно как и контура BCED — г2 = 3 (см. рис. 2.6, е). Таким образом, имеем

свойствам. Следовательно, всякая задача синтеза механизма является обратной по отношению к задаче анализа. Разделение теории механизмов на анализ и синтез носит условный характер, так как часто схему механизма и его параметры определяют путем сравнительного анализа различных механизмов, воспроизводящих одни и те же движения. Этот сравнительный анализ возможных вариантов механизма составляет теперь основу методов синтеза с использованием ЭВМ. Кроме того, в процессе синтеза механизма приходится выполнять проверочные расчеты, используя методы анализа. Тем не менее методически удобно различать задачи анализа и синтеза механизмов, так как это разделение позволяет объединять задачи теории механизмов в однородные группы по признаку общности методов.

Анализ механизма состоит в исследовании кинематических и динамических свойств механизма по заданной его схеме, а синтез механизма — в проектировании схемы механизма по заданным его свойствам. Следовательно, всякая задача синтеза механизма является обратной по отношению к задаче анализа. Разделение теории механизмов на анализ и синтез носит условный характер, так как выбор схемы механизма и определение его параметров часто выполняются путем сравнительного анализа различных механизмов для воспроизведения одних и тех же движений. Этот сравнительный анализ возможных вариантов механизма составляет теперь основу методов синтеза с использованием электронных вычислительных машин (ЭВМ). Кроме того, в процессе синтеза механизма приходится выполнять проверочные расчеты, используя методы анализа. Тем не менее методически удобно различать задачи анализа и синтеза механизмов, так как это разделение позволяет объединять задачи теории механизмов в однородные группы по признаку общности методов.

Пусть механизм состоит из п звеньев. Каждое свободное звено, как уже отмечалось, обладает в общем случае шестью свободами движения, т. е. движение такого звена может быть разложено на шесть простейших движений. Одно из звеньев механизма (стойка) или в действительности является неподвижным, или условно принимается за неподвижное. Поэтому количество подвижных звеньев механизма составляет п — 1. Если бы звенья механизма не были связаны одно с другим, то общее количество простейших движений всех подвижных звеньев механизма составило бы 6 (п — 1). Однако звенья механизма не являются свободными, так как входят в состав кинематических пар. Допустим, что число пар 1-го класса в рассматриваемом механизме составляет Рг; число пар 2-го класса равно />2; число пар 3-го класса — Р3; число пар 4-го класса — Р4 и, наконец, число пар 5-го класса составляет /V Каждая кинематическая пара 1-го класса исключает одно простейшее движение, а все Рг пар 1-го класса сделают невозможными \Р1 простейших движений. Каждая пара 2-го класса устраняет два простейших движения, а все Р2 пар 2-го класса — 2/>2 простейших движений. Рассуждая аналогично, можно показать, что все кинематические пары 3, 4 и 5-го классов уменьшают общее количество свобод движения подвижных звеньев на числа, соответственно равные ЗР3, 4Р4 и 5Р5. Вычтем эти числа из того количества простейших движений, которое имели бы все подвижные звенья механизма, если бы не входили в состав кинематических пар. Обозначим полученную таким путем разность через W и получим

Общее количество кинематических пар 5-го класса этого механизма составляет Л' = 7. Связность цепи с == 3 (количество замкнутых контуров п = 2). Ранг контура OABD г± = 3, равно как и контура DBCE, г2 = 3 (см. рис. 2.15, а/с). Таким образом, имеем

Величина эффекта, обусловленного действием первого или второго механизма, составляет для системы Ag — Си около 70 кГ/мм2. Согласно Киму и Столову [45], предел текучести пластинчатого эвтектического композита Ag3Mg — AgMg с тонкими пластинами сильно зависит от упорядочения в фазе AgaMg; упорядочение увеличивает сопротивление скольжению через поверхность раздела пластин.

уравнению (134). Отношение =—^ в этом уравнении характеризует относительное время торможения, показывающее, какую часть времени работы двигателя исполнительного механизма составляет время торможения; это отношение можно определить для каждого конкретного случая эксплуатации.

Основу механизма составляет че-тырехзвенный шарнирный механизм ABCD с ведущим эксцентриком /, вращающимся вокруг неподвижной оси А. Звено 2 имеет расширенную втулку Ъ, охватывающую эксцентрик /. Конец звена 3 представляет собой шпору колеса. Остальные шпоры принадлежат дополнительным звеньям, присоединенным к звену 2 и ободу 4. При качении колеса по грунту шпоры периодически выдвигаются наружу из обода 4 и убираются вовнутрь обода.

Нельзя, например, признать правильными расчеты экономичности микродвигателя, которые приводятся в [2.6]. Автор рассуждает так: «...для суточного завода обычных ручных часов требуется работа примерно 0,4 Дж, что составляет около 5-10~6Дж на каждую секунду хода часов. А поскольку 1 кВт равен 1000 Дж/с, то мощность пружины нашего часового механизма составляет всего 5-10~9 кВт. Если расходы на изготовление основных частей такого устройства, действующего по принципу теплового расширения, принять равными 0,01 кроны, то за машину мощностью 1 кВт нам пришлось бы заплатить 2 млн. крон (250 тыс. руб.)». Отсюда делается вывод: «Конечно же, создание и использование таких дорогих источников энергии в широком масштабе абсолютно нерентабельно».

Таким образом, ошибка механизма составляет 0,23 мм, т. е. 0,01 от наибольшей глубины сверления.

КПД механизма может быть принят постоянным только при незначительном изменении нагрузки. С уменьшением нагрузки значение КПД уменьшается, так как при работе с малыми грузами момент потерь на трение в элементах механизма составляет значительную часть момента сопротивления. Ориентировочные значения КПД механизмов подъема при подъеме грузов, отличных от номинального, можно принимать по экспериментальному графику (рис. 123).