Механизм с упругим звеном для упругим звеном

РЫЧАЖНЫЙ МЕХАНИЗМ С УПРУГИМ ЗВЕНОМ ДЛЯ ПРЕОБРАЗОВАНИЯ ПРЕРЫВИСТОГО ВРАЩЕНИЯ В НЕПРЕРЫВНОЕ [c.287]

РЫЧАЖНЫЙ МЕХАНИЗМ С УПРУГИМИ ЗВЕНЬЯМИ ДЛЯ ДИНАМИЧЕСКОГО ИСПЫТАНИЯ ОБРАЗЦОВ [c.301]

ШАРНИРНО-РЫЧАЖНЫЙ МЕХАНИЗМ С УПРУГИМ ЗВЕНОМ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ОБРАЗЦОВ НА ЗНАКОПЕРЕМЕННЫЙ ИЗГИБ [c.302]

КРИВОШИПНО-ПОЛЗУННЫЙ МЕХАНИЗМ с УПРУГИМИ ЗВЕНЬЯМИ для ИСПЫТАНИЯ плоских ПРУЖИН [c.302]

КРИВОШИПНО-ПОЛЗУННЫЙ МЕХАНИЗМ С УПРУГИМИ ЗВЕНЬЯМИ для ИСПЫТАНИЯ ПЛОСКИХ ПРУЖИН [c.895]

Механизм с упругим звеном для контроля параллельности плоскостей изделий 649 [c.847]

В механизмах с упругими звеньями, предохраняющими от перегрузки, деформация предохранительного звена подбирается по тем же показателям, что и для фрикционных механизмов. При нормальной нагрузке упругое звено напряжено и сила упругости достаточна для сохранения неизменного Относительного расположения деталей, на которые она действует. При перегрузке ведомая деталь предохранительного механизма останавливается, а другая начинает перемещаться. Нагрузка на звенья механизма определяется силой упругости предохранительного звена. Например, в камнедробилке при защемлении разрушаемых камней между щеками дробилки ведомая щека останавливается, а деформация пружины увеличивается до тех пор, пока камень не разрушится. Может оказаться, что сила упругости пружины недостаточна для разрушения камня и при ее отсутствии [c.491]

При своем возникновении теория машин и механизмов рассматривала преимущественно кинематику плоских шарнирных механизмов. Затем в предмет исследований были включены пространственные механизмы механизмы с упругими звеньями механизмы, в состав которых входят гидравлические и пневматические устройства механизмы, имеющие звенья переменной массы, и т. д. А в последнее время методы механики, в частности теории механизмов, все более широко используются при изучении движений живых существ, начиная от микроорганизмов и кончая развитыми животными и человеком, и все чаще используются для исследований в биологии, зоологии и других науках, примыкающих к биомеханике. [c.24]

Механизм рычажный с упругими звеньями для динамического испытания образцов 894 [c.1006]

Звенья в механизме и машине служат для передачи движения и силы от одного звена (ведущего) к другому (ведомому). В качестве звеньев механизма могут быть использованы твердые, упругие и гибкие тела. Звенья механизма при условии отсутствия значительных деформаций от действующих сил должны быть достаточно жесткими. Однако во многих случаях, когда машина подвержена ударным нагрузкам, и в ряде других случаев звенья механизма должны быть упругими с целью амортизации и предохранения их от разрушения. Упругие звенья с ограниченной жесткостью применяются также в случае необходимости предохранить машину от вибрации и колебаний. Например, упругий вал дает возможность сообщить весьма большие числа оборотов ротору турбины без опасности разрушения его при колебаниях. [c.73]

Предохранение от перегрузки можно осуществить также введением в кинематическую цепь автоматически срабатывающих при перегрузке механизмов. Для этого применяются фрикционные предохранительные муфты, планетарные передачи с одним заторможенным центральным колесом, выключающиеся кулачковые муфты, падающие червяки, механизмы с упругими звеньями и пр. [c.583]

В приборах широко применяют механизмы с упругими звеньями, отличающиеся от обычных отсутствием кинематических пар, роль которых выполняют звенья. Движение жестких звеньев осуществляется здесь за счет простых упругих деформаций упругих звеньев. Поворот жесткого звена (в зависимости от схемы механизма) осуществляется за счет круче чия или изгиба, а поступательное перемещение — только за счет изгиба упругих звеньев. Если рассматривать упругие звенья как кинематические пары, налагающие определенное число условий связи на относительное движение жестких звеньев механизма, то для [c.406]

Механизмы с упругими звеньями, в которых движение ведомого звена зависит не только от закона движения начального звена, но и от ведомых масс и жесткости упругих звеньев. Такого рода механизмы находят применение в пружинных молотах (рис. 2.1), отбойных молотках, упругих упорах металлургических машин, предназначенных для быстрой остановки движущейся массивной детали, вибрационных транспортерах и грохотах и др. [c.68]

Погрешности положения звеньев из-за их деформаций нарушают точность движения, что особенно важно для механизмов приборов. Перераспределение нагрузок между звеньями н в элементах кинематических пар особенно важно учитывать при проектировании высокоскоростных машин. Динамические нагрузки, обусловленные упругостью звеньев, достигают величин, соизмеримых с нагрузками от действия сил технологического сопротивления. Необходимость их учета приводит к росту материалоемкости конструкции. В некоторых случаях упругость звеньев такова, что при их деформировании потенциальная энергия упругой деформации становится соизмеримой с кинетической энергией звеньев механизма, с работой сил технологического сопротивления и движущих сил. В этих случаях пренебрежение упругостью звеньев при описании динамических процессов приводит к неправильным представлениям о движениях звеньев и их взаимодействии и, как следствие, к выбору неработоспособной конструкции механизма. [c.293]

В инженерной практике широко применяются механизмы с жесткими звеньями, обладающие одной свободой движения. Для таких механизмов методы определения сил и моментов сил, приложенных к звеньям и возникающих в процессе их движения, излагаются в классической теории механизмов и машин. В быстроходных механизмах, а также в пространственных механических системах с несколькими свободами движения возникает необходимость учитывать упругие свойства звеньев, зазоры в кинематических парах и другие особенности. Эти вопросы рассматриваются в специальной литературе. [c.130]

Большое внимание уделяется задачам динамики машинных агрегатов. Были рассмотрены задачи о движении машинного агрегата, когда силы, на него действующие, являются не только функцией угла поворота звена приведения, но и функциями скорости и времени. Развиты были различные приближенные методы изучения установившегося режима движения машин и механизмов. Начаты и успешно продолжаются работы по изучению динамических процессов в машинах как системах с упругими звеньями, обладающих различного вида нелинейностями. При этом исследования выполнялись для систем как с дискретными, так и распределенными параметрами [c.29]

Таким образом, при невыполнении условия (11.4), выражаюш,его отсутствие динамического заклинивания в механизме с жесткими звеньями, выражение для момента Mk, k+ имеет апериодический характер. В механизмах с высокой жесткостью звеньев интенсивность нарастания моментов Мк, а+ь и во времени оказывается значительной, что позволяет рассматривать этот режим как режим заклинивания. В отличие от механизма с жесткими звеньями, для которых при невыполнении условия (11.4) заклинивание происходит мгновенно в момент окончания тягового режима, в механизме с упругими звеньями заклинивание происходит за весьма малый (но конечный) промежуток времени. Указанное является причиной аварий ряда производственных механизмов [13 18 29]. Отметим, что предельный случай, когда [c.291]

Наиболее тяжелые условия для упругого звена получаются тогда, когда механизм приводится в движение двигателем, мощность которого велика по сравнению с мощностью рабочей машины, и если при этом ведомая часть механизма внезапно нагружается моментом сопротивления постоянной величины. Рассмотрим этот случай. [c.185]

Определим положение устойчивого равновесия для случая, когда из числа внешних сил на механизм с упругими связями (рис. 4,2) действуют только силы тяжести его звеньев. [c.110]

Такое малое отклонение во многих случаях не имеет практического значения, так как при построении обрабатывающих машин часто ставится требование, чтобы звенья механизмов были установлены с упругой связью для того, чтобы иметь, например, возможность зажать на определенный промежуток времени обрабатываемую деталь. Для коромысла q можно поставить также условие, чтобы оно отклонялось из своего крайнего положения назад на некоторый малый угол и, таким образом, дважды проходило через свое внешнее крайнее положение. Подобное требование ставится, например, при конструировании ткацких станков требуется так рассчитать батан, чтобы навитая уточная ткань два раза, один вслед за другим, прибивалась к опушке ткани, благодаря чему получается ткань особой прочности. [c.135]

Теория пневматических систем машин — новый раздел общей теории машин и механизмов. В отличие от исследования машин, состоящих только из механизмов с твердыми звеньями, динамика которых полностью описывается уравнением движения, при исследовании пневматических систем уравнение движения рабочих органов должно быть решено совместно с уравнениями термодинамических процессов изменения состояния сжатого воздуха, являющегося рабочим телом системы. Таким образом, теория пневматических систем использует данные различных отраслей науки — механики твердого тела и механики упругой жидкости. При разработке методов динамического анализа и синтеза пневматических систем используются результаты, полученные как в общей теории машин, так и в термо- и газодинамике. Кроме вопросов динамики, существенными являются также вопросы логического анализа и синтеза пневматических систем, для решения которых используется аппарат математической логики, а также методы структурного синтеза релейных схем. [c.166]

Устройства для малых перемещений. В тех случаях, когда жесткость обычных механизмов типа реечной или винтовой пары не обеспечивает точных перемещений (т. е. когда медленное движение подвижной части станка переходит в скачкообразное с периодическими остановками), применяют специальные устройства, работающие без зазоров и обеспечивающие высокую жесткость привода К таким устройствам относятся термодинамический, магнитострикционный приводы и привод с упругим звеном, [c.44]

В механизмах различают помимо относительных перемещений звеньев, допускаемых геометрическими связями, также и перемещения, допускаемые податливостью (упругостью) звеньев. В первом случае говорят о структурных степенях свободы, характеризующих основное движение звеньев. Во втором случае говорят о параметрических степенях свободы, зависящих от конструктивных (масса, жесткость) параметров механизма и режима движения (в частности, частоты возбуждения). Относительное движение звена, обусловленное параметрическими степенями свободы, суммируется с основным движением звена иногда в виде фона, характеризуемого малыми перемещениями по сравнению с абсолютными перемещениями и значительными скоростями и ускорениями. Введение параметрических степеней свободы необходимо при анализе и проектировании механизмов и ма-щин вибрационного и ударного действия, при проектировании виброзащитных устройств в случае возможности возникновения опасных колебаний, при проектировании оборудования для интенсификации и повышения эффективности технологических и транспортных операций. [c.58]

Рассмотрены в соответствии с утвержденной учебной программой курса Теория механизмов и машин общие для плоских и пространственных механизмов вопросы кинематики и динамики, влияние упругости звеньев механизмов на нх кинематические и динамические характеристики, причины возникновения вибраций простейших механизмов и пути борьбы с ними, а также требования по обеспечению качественных характеристик работы механизмов. Использовано понятие операторной функции для формализации алгоритмов расчета механизмов. [c.2]

В предыдущем параграфе мы рассмотрели жесткие системы с двумя степенями свободы. Если звенья механизма считать упругими (податливыми), тб каждое звено такого механизма будет вносить дополнительную степень свободы, и для динамического исследования потребуется столько дифференциальных уравнений, сколько степеней свободы будет иметь рассматриваемая система. Чтобы упростить решение такой задачи, пользуются,, как известно, методом приведения сил и масс и, кроме этого, методом приведения жесткостей упругих звеньев механизма. [c.261]

Спектр собственных частот механизмов с последовательно соединенными упругими звеньями. Последовательное соединение жестких звеньев (зубчатых колес, маховиков и т. п.), соединенных упругими элементами (упругими валами и муфтами), называют цепной с и с т е м он. Общее число степеней свободы цепной системы равно сумме числа степеней свободы механизма с жесткими звеньями и числа упругих элементов. Например, число степеней свободы зубчатого механизма (рис. 47,6) при двух упругих валах равно 3. Для анализа динамики этого механизма в первом приближении можно рассматривать двухмассную динамическую модель, которая при постоянной скорости вала двигателя имеет одну колебательную степень свободы и, соответственно, одну собственную частоту. Однако при анализе резонансных режимов такое рассмотрение может оказаться недопустимым, так как резонанс может наступить при других значениях собственных частот, число которых равно числу степеней свободы. [c.119]

Жесткий и мягкий удар. На рис. 3.14, а показана такая форма активной части профиля, при которой скорость в точках О и А меняется скачкообразно. Именно к этой форме профиля относились рассуждения относительно профилирования активной части при постоянном угле давления у (см. с. 85). В этих точках ускорения теоретически равны бесконечности и происходит так называемый жесткий удар. Поэтому такое профилирование кулачка допустимо лишь для весьма тихоходных механизмов. В случае, представленном на рис. 3.13, б, в точках Он А при выбранном профиле активной части скорость меняется плавно, но имеет место скачкообразное изменение ускорения. При этом происходит так называемый л<яг-кий удар. Хотя в этом случае силы инерции конечны, но возникают они внезапно, что возбуждает вибрацию в упругих звеньях механизма, поэтому мягкий удар также нежелателен. [c.87]

Вводные замечания. Продолжим теперь изучение механизмов, но будем считать их звенья упругими, а не абсолютно твердыми телами. Начнем с передач, используемых для согласования скоростей рабочих машин и двигателей. В отличие от рассмотренных ранее механизмов основные размеры передач определяют не требования кинематики или динамики, а нагрузочная способность. [c.235]

В большинстве случаев зависимость между силой F и упру гой деформацией х в соответствии с законом Гука для метал лов принимается линейной (прямая / на рис. 55, а), т. е. коэффициент жесткости с считается постоянной величиной. Однако для резины коэффициент жесткости возрастает с увеличением силы F, и тогда характеристика F x) называется жесткой (кривая 2 на рис. 55, а). Такую же характеристику имеют упругие силы, действующие на элементы высших пар, так как при точечном или линейном контакте рабочих поверхностей контактная жесткость возрастает с ростом нагрузки. Мягкую характеристику (кривая 3 на рис. 55, а) часто имеют звенья, выполненные из полимеров. Кроме того, иногда для получения требуемых динамических характеристик вводят в состав механизма специальные демпфирующие устройства и конические пружины с нелинейными характеристиками типа кривых 2 я 3. [c.187]

В механизмах последовательное соединение упругих звеньев встречается при рассмотрении зубчатых передач с упругими ва-лами, для которых коэффициент податливости при кручении находится по формуле (12.2). В этом случае формулу (12.8) или [c.234]

Кроме того, заметим, что с учетом упругости валов рассматриваемый механизм имеет четыре степени свободы, так как положения его звеньев определяются четырьмя обобщенными координатами, в качестве которых можно принять угол поворота вала двигателя и углы закручивания упругих валов 1, 2 и 3. Приближенная замена механизма двухмассовой динамической моделью с приведенным коэффициентом жесткости одного упругого звена, т. е. системой с двумя степенями свободы, возможна лишь при условии, что моменты инерции зубчатых колес малы по сравнению с приведенными моментами инерции /д и Для исследования резонансных режимов эта динамическая модель непригодна, так как не учитывает всех возможных резонансных частот. [c.236]

Виброударные взаимодействия могут также возникать и как дополнительное (подчас очень неприятное) явление, сопутствующее нормальной работе системы. Характерные шумы, наблюдающиеся, например, при работе приборов с упругими элементами в условиях вибрации, свидетельствуют о том, что в подвижных сочленениях этих приборов имеют место виброударные взаимодействия их отдельных звеньев и элементов. Зазоры и люфты в механизмах машин, приборов, механических цепях систем управления создают благоприятные условия для возникновения указанных явлении при пульсации сил и моментов, действующих на звенья системы. Развитие эффективных методов устранения виброударных взаимодействий в одних случаях и методов выбора параметров системы, обеспечивающих максимальную интенсивность виброударных режимов, в других составляют важную теоретическую и практическую задачу, разрешаемую современной теорией виброударных систем. [c.30]

РЫЧАЖНЫЙ МЕХАНИЗМ С ГИБКИМ И УПРУГИМ ЗВЕНЬЯМИ ДЛЯ ПРЕОБРАЗОВАНИЯ ВРАЩАТЕЛЬНОГО ДВИЖЕНИЯ В ВОЗВРАТНО-ПОСТУПАТЕЛЬНОЕ [c.155]

К четвертой группе относятся приводные электромеханические молоты (рис. 27.2, г). В них для подъема рабочих масс используются электродвигатели и передаточные механизмы с фрикционными, гибкими и упругими звеньями, а для деформирования металла — кинетическая энергня падения рабочих масс со скоростью 4—5,5 м/с, полученная под действием гравнстатической энергии поля земл11. [c.356]

В волновой зубчатой передаче в отличие от обычной одно из колес гибкое и упруго деформируется в процессе зацепления. Возможность использования зубчатых механизмов с гибкими звеньями для преобразования вращательного движения была указана в работах И. И. Артоболевского [5], Ф. М. Куровкина [53] и др. Однако большую известность волновые зубчатые передачи приобрели сравнительно недавно, после того как в США В. Мас-сером в 1959 г. был запатентован одноступенчатый волновой редуктор. Волновым передачам в отечественной литературе посвя- [c.365]

Уравнения движения шарнирного четырехзвенника с упругими звеньями. В механизме шарнирного четырехзвенника (рис, 52) считаем, что внешние силы приложены только к звеньям / и <3 и представлены парами сил с моментами 4Уд и Жз. Инерцией шатуна 2 пренебрегаем и, следовательно, реакции, действующие на него со стороны звеньев 1 и 3, направлены по линии ВС. В этом случае шатун испытывает только деформации растяжения — сжатия и его коэффициент ПОДЙТЛНйОеТН МбЖНб оН()ёдёЛить по формуле для цилиндрических стержней е2 = 12 Е.8, где /2— длина шатуна Е — модуль упругости 5 — площадь поперечного сечения шатуна. Коэффициент податливости вала звена 1 определяем, учитывая только деформации кручения е = 1 1 01 р ), где 1 — длина участка вала [c.120]

Многочисленные расчеты реальных машинных агрегатов с упругими звеньями и зазорами в кинематических парах показывают, что с достаточной для целей практики точностью можно считать удар неупругим, т. е. принимать = О [12], [64]. Разумеется суш,ествует класс механических систем, для которых указанное предположение является неприемлемым. Это, прежде всего, так называемые виброударные механизмы, вьшолняюш,ие полезную работу в виброударном режиме. Исследованию динамических режимов таких механизмов посвящен ряд работ [12, 61, 100]. Интересное исследование влияния величины коэффициента восстановления скорости и соотношения соударяющихся масс на продолжительность удара (время между первым и последним соударениями) и максимальную деформацию упругой системы выполнено в работе [12]. [c.103]

Обычно предельные перемещения звеньев механизмов с упругими связями ограничиваются несколькими оборотами, а то и долями одного оборота ведущего звена и должны совершаться со сравнительно малыми скоростями, причемпериоды движения чередуются с длительными периодами выстоя. Так, в частности, работает большое число самых разнообразных измерительных и контрольных приборов, устройств систем управления и др. Однако, несмотря на указанные особенности, вопросы динамики подобных систем представляютсущественный интерес. Дело в том, что в условиях реальной эксплуатации машин и приборов стойка механизма или корпус, в котором он заключен, могут подвергаться различным воздействиям, в результате которых фактическая картина работы механизмов может существенно отличаться от расчетной, полученной в предположении о неподвижности стойки и медленности изменений приложенных сил. Сказанное можно иллюстрировать простыми примерами. Так, самолетные приборы, а также приборы других транспортных машин обычно крепятся к прочим узлам конструкции посредством специальных амортизаторов, предназначенных для того, чтобы вибрации, возникающие в результате работы двигателей и воздействия внешних сил, не влияли на точность и долговечность [c.12]

Поэтому можно к исследованию механизмов с различными функциональными назначениями применять общие методы, базирующиеся на основных принципах современной механики. В механике обычно рассматриваются статика, кинематика и динамика как абсолютно твердых, так и упругих тел. При исследовании машин и механизмов, как правило, мы можем считать жесткие тела, образующие механизм, абсолютно твердыми, так как перемещения, возникающие от упругих деформаций тел, малы по от Ю-[[leHHfO к перемещениям самих тел и их точек. Если мы рассматриваем механизмы как устройства, в состав которых входят только твердые тела, то для исследования кинематики и динамики механизмов можно пользоваться методами, излагаемыми в теоретической механике. Если же требуется изучить кинематику и динамику механизмов с учетом упругости звеньев, то Для этого, кроме методов теоретической механ.чки, мы должны еще применять методы, излагаемые в сопротивлении материалов, теории упругости и теории колебании. Если в состав механизма входят жидкие или газообразные тела, то необходимо привлекать к исследованию кинематики и динамики механизмов гидромеханику и аэромеханику. [c.17]

Динамической расчетной моделью механизма, машины или прибора называют условное изображение их жестких звеньев, упрзтих и диссипативных связей, для которых соответственно указывают приведенные массы и моменты инерции, параметры упругости (или жесткости) и параметры диссипации (рассеяния) энергии, а также скорости движения или передаточные функции. В качестве примера на рис. 1.3 приведена простейшая расчетная динамическая модель машины, звенья которой и соединены упругодиссипативной связью, определяемой параметром упругости связи с при относительном кручении дисков и /3 и параметром / диссипации энергии в этой связи. Обозначения 1 и 2 одновременно отображают моменты инерции звеньев. Для выполнения расчетов по этой схеме путем составления дифференциальных уравнений вращательного движения должны быть указаны числовые значения названных параметров, а также даны моменты Мдв и движущих сил и сил сопротивления, приложенных соответственно к входному и выходному звеньям с угловыми перемещениями ф, и ф2. При этом моменты Л/да и могут быть заданы как функции обобщенных координат ф,, обобщенных скоростей ф и обобщенных ускорений ф i = 1,2). Пусть, например, = = Мд (ф,) и Ме = М,,(ф2). При этом математическая модель для приведенной динамической модели отобразится системой [c.14]

Основные направления развития общих методов динамического анализа механизмов. Современные машины характеризуются увеличением как скоростей движения рабочих органов, так и сил, действующих на звенья механизма. Сочетание этих факторов приводит к тому, что деформация звеньев, их упругие свойства начинают заметно влиять на движение механизма, его надежность и работосиособность. Если учесть упругость звеньев, то на основное движение, определяемое движением начального звена, накладываются упругие колебания, которые могут привести к значительным увеличениям нагрузок на звенья. Поэтому общие методы динамического анализа механизмов развиваются сейчас главным образом в направлении, связанном с теорией механических колебаний. Эти колебания могут быть вредными, вызывающими поломку звеньев механизма, но могут быть и иолезными, когда само действие механизма основано на эффекте колебаний (вибрационные транспортеры, сита, виброударные мащины для забивки свай и т. п.). За последние годы общие методы динамического анализа механизмов с учетом колебаний были развиты в работах С. Н. Кожевникова, К. М. Рагульски-са и многих других ученых. [c.103]

Составим уравнения Лагранжа для каждой из двух частей машины, разделенных упругим звеном. Часть, связанная с двигателем, имеет приведенный момент инерции /д(дд), являюш ийся периодической функцией с периодом 2ягд вторая часть агрегата имеет приведенный момент инерции /м( м), имеюш ий период 2лг . Момент Ма является движущим моментом для исполнительных механизмов, а момент —Ма — моментом сил сопротивления для двигателя. Момент создается силами, действующими на звенья исполнительных механизмов естественно поэтому, что он может считаться функцией q и представленной в форме (3.34). Учитывая все это, составляем уравнения Лагранжа. Используя выражения (3.30), (3.36) и (3.37), получаем [c.52]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...