154 — Связи избыточные 154, 155 — Схем

Во всех трех схемах отсутствуют избыточные связи, в схеме, показанной на рис. [c.589]

Трение при поперечных взаимных перемещениях боковых поверхностей зубьев. Поперечные взаимные перемещения сопряженных боковых поверхностей зубьев происходят, когда втулка смещена относительно вала в поперечном направлении на величину и = у действием поперечной силы или внешними избыточными связями. Из схемы, приведенной на рис. 5.4, при повороте соединения на [c.177]

Связи избыточные 154, 155 -Схема [c.330]

При наличии в механизме избыточных связей и лишни.х степенен свободы необходимо предварительно исключить их из схемы механизма. [c.11]

На второй схеме (р =2, Р2 = 1, Рз = 1, рис. 2.16,6) избыточных связей уже нет механизм статически определимый q = I — [c.39]

На рис. 2.17, а,б,в дан пример устранения избыточных связей в кулачковом механизме с поступательно движущимся роликовым толкателем. Механизм (рис. 2.17,а) — четырехзвенный (п = 3) кроме основной подвижности (вращение кулачка /) имеется местная подвижность (независимое вращение круглого цилиндрического ролика J вокруг своей оси) следовательно, = W = W + = 2. Плоская схема избыточных связей не имеет (механизм собирается без натягов, —Зп + 2р -1-ри == 2 —3-3 + 2-3-)-I = 0). Если [c.40]

На рис. 2.17, г,д дан другой пример устранения избыточных связей в зубчатой четырехзвенной передаче (= I, = 3, / = 3, Р4 = 2, контакт зубьев колес /, 2 н 2, 3 линейный). В этом случае, по формуле Чебышева, 1-3-3 + 2-3-f2 = О — плоская схема избыточных связей не имеет по формуле Малышева, 1 — 6-3 + 5-3 + 2-2 = 2 — механизм статически неопределимый, следовательно, потребуется высокая точность изготовления, в частности для обеспечения параллельности геометрических осей всех трех колес. [c.41]

Это можно проиллюстрировать на примере вала /, образующего со стойкой 2 вращательную пару (рис. 2.19). Если вместо простой вращательной пары (рис. 2.19, а) вал установить на двух опорах, вводя в конструкцию дополнительные элементы (рис. 2.19,6), то прогиб вала в точке С под действием силы F может быть уменьшен. Например, для вала по схеме, изображенной на рис. 2.19,в, прогиб в точке С (при а = Ь) уменьшается в 8 раз по сравнению с консольной установкой вала (рис. 2.19,а). Число избыточных локальных связей в кинематической паре, способствуя уменьшению податливости конструкции, может оказаться вредным в случае изменения температурного режима работы, при деформации стойки, при отклонениях размеров, формы и расположения поверхностей элементов кинематической пары. В статически неопределимых системах избыточные локальные связи могут вызывать дополнительные усилия и перемещения. Поэтому число избыточных локальных связей приходится уменьшать. Так, если для вала правый подшипник выполнить сферическим плавающим, то число связей будет уменьшено (рис. 2.19,в). [c.44]

Схему кинематической пары, отражающей только необходимое число геометрических связей, соответствующее виду пары (рис. 2.19,а), называют основной. Схему кинематической пары, отражающей как необходимые, так и избыточные локальные (дополнительные) связи, называют действительной (рис. 2.19, в,г). Избыточные локальные связи вносят статическую неопределимость, т. е. найти реакции в опорах методами статики не удается и приходится использовать методы теории упругости. [c.45]

Так, например, схема (рис. 2.24,а) трехступенчатого зубчатого редуктора (рис. 2.24,6) при определенных условиях (например, при большой мощности привода) оказывается наиболее приемлемой, хотя и имеет большое число избыточных локальных связей (на рисунке /, 2, 3, 4 — валы с закрепленными на них зубчатыми колесами 5 — корпус). [c.47]

Основное правило проектирования структурной схемы механизмов без избыточных контурных связей можно сформулировать в форме условия сборки замкнутых кинематических цепей (контуров) механизма кинематическая цепь, образующая замкнутый контур (или контуры) механизма, должна собираться без натягов даже при наличии отклонений размеров звеньев и отклонений расположения поверхностей и осей элементов кинематических пар. [c.50]

Для реальных механизмов стремятся разработать такую структурную схему, которая устраняла бы возможность возникновения дополнительных нагрузок в кинематических парах за счет изменения конфигурации контура звеньев независимо от точности изготовления деталей или деформируемости стойки и других звеньев. Механизмы с оптимальной структурой хорошо себя зарекомендовали в эксплуатации. Имеется много примеров, когда устранение избыточных контурных связей обеспечивало высокую надежность, снижение износа деталей, повышение коэффициента полезного действия машины, снижение эксплуатационных расходов [7]. [c.50]

Если W не равно требуемому числу степеней свободы, то структурная схема механизма содержит избыточные контурные связи q или излишние подвижности сверх заданного числа степеней свободы W механизма [c.51]

Схему механизма, отражающую наличие только необходимых подвижностей звеньев для обеспечения заданного числа степеней свободы W=Wn при отсутствии избыточных контурных связей, называют основной или схемой с оптимальной структурой механизма. [c.52]

При плоской схеме (рис. 2.27, а) с четырьмя одноподвижными парами /й и In механизм имеет три избыточные контурные связи ( / = 3) при одной основной подвижности (U =1). [c.56]

На рис. 2.28, а—в приведены структурные схемы некоторых механизмов, у которых присоединяемая группа содержит 4 звена и шесть (три вращательных и три сферических) кинематических пар. Механизмы не содержат избыточных контурных связей ( = 5 [c.57]

Сочетание кинематических пар в структурной схеме может оказаться таким, что появляются местные или групповые подвижности, наряду с которыми схема механизма содержит одну или несколько избыточных связей, которые не позволяют выполнить сборку замыкающей кинематической пары, например, из-за отсутствия перемещения в направлении осп, перпендикулярной плоскости вращения начального звена. [c.57]

Из рассмотренного примера можно сделать следующие выводы. Для удаления избыточной связи понижается класс соответствующей кинематической пары, принятой в плоской схеме. Опираясь на пространственную структурную схему, проектируется реальный механизм, в котором небольшие смещения относительного положения звеньев и элементов кинематических пар, вызванные неточностью изготовления или деформациями звеньев под нагрузкой, не влияют на его нормальную работу. Механизмы, в которых удалено большинство избыточных связей, называются рациональными. В некоторых случаях, наоборот, целесообразно вводить избыточные связи, например, для увеличения жесткости или распределения нагрузки на несколько потоков. [c.36]

Анализ плоских структурных схем позволяет определить число звеньев, число кинематических пар, характер относительного движения входных и выходных звеньев и их число, равное числу степеней свободы механизма. На плоской структурной схеме нельзя выявить избыточные связи, налагаемые элементами кинематических пар, так как все кинематические пары на ней эквивалентны только кинематическим парам 4-го и 5-го классов. Однако это свойство плоских структурных схем позволяет выявлять звенья, налагающие избыточные связи, или звенья с избыточными подвижностями. [c.39]

Упругость звеньев в шарнирно-рычажных механизмах при наличии избыточных связей приводит к перераспределению нагрузок, действующих на звенья (рис. 23.6, а). Из-за разной формы звеньев, параллельно работающих в силовых потоках, деформации могут быть неодинаковыми как по величине, так и по направлению. Вследствие этого звенья более жесткие (рис. 23.6, б, в) воспримут большие усилия, что учитывается в дальнейших расчетах на прочность, либо вынудят изменить структурную схему механизма. [c.298]

Рис. 3.136. Рациональная схема планетарной передачи. Если сферические подшипники не размещаются внутри сателлитов, то их следует соединить с водилом посредством качающихся рам. Плавающее звено ставится на двойной кардан. При шести зацеплениях передача имеет одну избыточную связь в двойном кардане.

Для упрощения анализа упругой системы расчетная схема составлена для отыскания избыточных усилий в связях. Поэто- [c.49]

Для дальнейшего охвата существующих и вновь проектируемых механизмов структурными формулами кафедра пошла по линии учета не только общих связей V, но и так называемых лишних, или избыточных, связей л, мешающих механизмам подчиняться формуле Малышева, и введения в рассмотрение числа контуров к в схеме механизма. [c.6]

Рис. 3.19. Гирационная дроби-тка с двумя избыточными связями (неправнлы1ая схема)

При определении W необходимо учитывать избыточные связи и лииише степени свободы. Так, например, в Hjm KOM механизме спарника тепловоза (рис. 1.3, а) без учета избыточных связей W = = 3-4 —2-6 = 0. Рассматриваемая схема должна представлять собой [c.8]

Пусть плоский четырехзвенный механизм с четырьмя однопод-вижиыми враш,ательными парами (W = I, п = 3, р —4, рис. 2.14,а) за счет неточностей изготовления (например, вследствие непарал-лельности осей А w D) оказался пространственным. Сборка кинематических цепей 4, 3, 2 W отдельно 4, I не вызывает трудностей, и точки В, В можно расположить на оси х. Однако собрать вращательную пару В, образованную звеньями / и 2, можно будет, лишь совместив системы координат Вхуг и B x y z, для чего потребуется линейное перемещение (деформация) точки В звена 2 вдоль оси х и угловые деформации звена 2 вокруг осей у и г (показаны стрелками). Это означает наличие в механизме трех избыточных связей, что подтверждается и по формуле (2.2) /= 1 —б-3- -5-4 = 3, Чтобы данный пространственный механизм был статически определимый, нужна его другая структурная схема, например изображенная на рис. 2.14,6, где W = 1, р, = 2, = 1, Рз = 1. Сборка такого механизма произойдет без натягов, поскольку совмещение точек В и В будет возможно за счет перемещения точки С в цилиндрической паре. [c.35]

Избыточные связи, определяемые по плоской схеме, характеризуют статическую неопределимость плоского механизма (при q > 0). Для иллюстрации этого рассмотрим пример пятизвенного механизма двойного параллелограмма (рис. 2.15,а). В этом случае Wu = I (одна обобщенная координата (р), п = 4, р = 6, р = 0. Следовательно, по формуле Чебышева, = 1 -3-4+ 2-6= 1, т. е. механизм статически неопределимый, с одной избыточной связью. Действительно, основной четырехзвенный механизм AB D может быть собран без деформаций звеньев при любых (в некоторых пределах) длинах звеньев. Однако постановка дополнительного звена 4 произвюльной длины невозможна, для сборки придется выполнить условие равенства длин параллельных звеньев, что практически возможно лишь при высокой точности изготовления. [c.36]

Разработанная Л. В. Ассуром структурная классификация плоских рычажных механизмов облегчает исследование имеющихся и создание новых механизмов без избыточных связей в их плоской схеме ( / = 0), Основной принцип ее состоит а том, что механизм мо жет быть получен путем присоединения к одному или нескольким начальным звеньям и стойке кинематических цепей (структурных групп) нулевой подвижности относительно тех звеньев, к которым группа, присоединяется. Таким образом, структурная группа — кинематическая цепь, присоединение которой к механизму не изменяет числа его степеней свободы. Для краткости в дальнейшем введем условный термин — первичный механизм (по И. И. Артоболевскому — механизм Х ьла1хаХ представляющий собой простей- [c.36]

Если же учесть н готнбст1Гизготовления и считать механизм пространственным, то по формуле Малышева механизм статически неопределимый, с тремя избыточными связями (п — 3, W = I, = 4, q = 3). На второй схеме (рис. 2.16,d) за счет применения трех цилиндрических (двухподвижных) пар вместо трех одноподвижных пар избыточных связей уже нет (п = 3, W=, pi = 1, р2 = 3. [c.39]

При анализе реальных конструкций и их кинематических схем выявляются либо дополнительные подвижности И/ , либо избыточные структурные связи q относительно основной схемы механизма с заданным числом степеней свободы U/.i. Из дополнительных подвижностей выделяют местные подвижности звена и местные подвижности группы звеньев W,. Местную подвижность имеют [1лавающие оси, втулки и пальцы, кольца некоторых типов подшипников, блоки, шкивы, ролики в кулачковых механизмах и т. п. Особенность местной подвижности звена заключается в том (см. рис. 2.11, а), что реализация ее не вызывает перемешения остальных звеньев механизма. Местная подвижность звена имеет определенное функциональное назначение, ибо она позволяет, например, уменьшать износ элементов кинематической пары, улучшить условия смазки, повысить коэффициент полезного действия (к.п.д.), надежность, долговечность узлов машин. Общее число местных подвижностей звеньев в кинематической цепи следует выявлять на первоначальной стадии структурного анализа и синтеза механизма. [c.53]

При синтезе структурной схемы механизма следует учитывать, что требуемое число степеней свободы W реализуется через движение начального (или начальных) звена. Следовательно, при синтезе механизмов без избыточных контурных связей необходимо присоединение к начальным звеньям и стойке таких комбинаций звеньев и кинематических пар, для которых число степеней свободы S7, было бы равным нулю. Такой метод структурного синтеза называется методом присоединения статически определимых структурных групп. Идея этого метода была разработана Л. В. Ассуром применительно к плоским механизмам. В общем случае пространственных механизмов это требование записывают в виде соотношения [c.54]

Простота конструкции механизма является важным показа-теле.м его качества. Она обеспечивается рациональным выборо.м схемы механизма с минимальным числом звеньев для выполнения заданных кинематических показателей, а также отсутствием в ней избыточных связей. Простая конструкция всегда работоспособнее, чем сложная, ее легче регулировать. [c.169]

Другая особенность территориальной структуры ЭК на предстоящем этапе связана с изменением роли зоны Средней Азии и Казахстана в энергетическом балансе страны. Избыточный энергетический баланс этой зоны, поставлявшей до недавнего времени треть энергоресурсов в европейскую часть страны, сохранится лишь в 1-й фазе переходного периода. В последуюш,ем же ожидаемый опережающий рост энергопотребления в этой зоне и постепенный выход на предельные уровни добычи основных энергоресурсов потребуют, во-первых, решать вопрос об использовании здесь ядерной энергии (что пока исключается из-за сейсмичности региона) и, во-вторых, найтп эффективные схемы замещения другими энергоресурсами потока газа, подаваемого по уже проложенным газопроводам. [c.82]

Выходящий из печей доменный газ обладает избыточным давлением. В настоящее время все крупные доменные печи работают с давлением под колошником 0,25— 0,27 МПа. В связи с интенсификацией доменной плавки давление газа у фурм и под колошником постоянно повышается. Ожидается, что к 1980 г. среднее давление доменного газа будет составлять примерно 0,28 МПа. При таком давлении газа возможная мощность газовой утилизационной бескомпрессорной турбины (ГУБТ), работающей по схеме с незначительным подогревом газа, за доменной печью 2700—3200 может составлять 12—16 тыс. кВт. [c.41]

Рис. 2.89. Рациоиалыгые схемы кривошипно-ползуниого механизма. Все пять схем лишены избыточных связей. Сферический шарнир со штифтом (пара IV, схемы а и б) имеет линейчатый контакт и для передачи больших сил схема не применима. Лучше, если цилиндрическая пара JV стоит на пальце кривошипа (схема в), чем на ползуне (схема г). Пару IV труднее осуществить на подшипниках качения, поэтому ее следует заменить на пару 111 (схема д), при этом появится местная подвижность (W =2) — вращение шатуна вокруг собственной оси. Схемы гид предпочтительней. Римскими цифрами обозначен класс пары по числу вносимых условий связи.

Рис. 2,90. Рациональные схемы кривошипно-коромыслового механизма. Избыточные связи отсутствуют q = 0), если в механизме при Рп = pi = О удовлетворяется условие 5pv + 4piv -f 3p,/j = 17. При ру = 2, piv = 1 и рщ = 1 это условие соблюдается. Пару IV (схема а) следует избегать в силовой передаче, заменяя ее парой III (схема б). Указанное условие при ру = 2, pju = 2 и Piv = О соблюдается, так как теперь W = 2 я необходимо, чтобы 5ру -t- Зрт = 16. Возможна замена пары IV со штифтом на цилиндрическую IV (схема в), однако во избежание заклинивания необходимо длину Ь втулки выбирать из условия Ь >

Полярность машин показана на схеме для хода вперед. Стрелки у обмоток управления указывают направление намагничивающих сил. При вклю-ченкн контактора В (или И) генератор быстро возбуждается с большой форсировкой, постепенно снижаемой размагничивающим действием обмотки напряжения НО. Токовая обмотка ТО контролирует величину тока в главной цепи, осуществляя отрицательную обратную связь по избыточному току. Она подключается к точкам гд. Падение напряжения на этом участке i/ja пропорционально току / главной цепи. В цепи ГО действует падение напряжения Uga на участке ба потенциометра СП (для хода вперед) или (для °ла назад). [c.552]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...