Пара Определение подвижности

Изложенный в этом параграфе метод обеспечивает определение подвижности механизмов с учетом сил нормального взаимодействия элементов кинематических пар на стадии выбора принципиальной схемы механизма. Полноценное и окончательное суждение о подвижности механизма, спроектированного по выбранной схеме,. может быть сделано лишь после определения коэффициента полезного действия механизма, т. е. с учетом сил трения элементов кинематических пар, что возможно после определения геометрических форм и-размеров сопрягаемых элементов кинематических пар. КПД механизма является полноценной и объективной характеристикой возможности движения механической системы и в любом ее положении должен быть больше нуля. [c.28]

С точки зрения учета степеней свободы в кинематических парах Гохман более последователен, чем Грасгоф. Вместо неопределенных пар троякой, двоякой и ординарной подвижности Грасгофа у Гохмана получается пять порядков пар, из которых один порядок — пятый составляют пары определенные, с одной степенью свободы. [c.74]

Приведенные условия равновесия, являющиеся следствием свойств групп винтов, чрезвычайно важны для статики твердого тела, так как они содержат самые общие выводы для условий равновесия многих сооружений. В частности, они непосредственно относятся к сооружениям (фермам, фундаментам), прикрепляемым некоторым числом связей к основанию, и дают основание для суждения о неизменяемости (неподвижности) системы при наличии тех или иных связей. Эти же условия, в силу аналогии статики и кинематики, служат для определения подвижности пространственных шарнирных механизмов, в частности, дают возможность выявлять случаи особенного расположения звеньев, когда движение возможно, несмотря на присутствие избыточного числа связей в кинематических парах. [c.216]

На рис. 4.1, а представлена кинематическая схема механизма, состоящего из параллельного соединения механизма двойного ползуна (звенья 1, 2, 3, 4, 7) и кривошипно-ползунного механизма (звенья 1, 5, 6, 7). Звено 1 является пассивным звеном и при определении подвижности механизма учитываться не должно. Пассивным звено 1 является потому, что в механизме с двумя поступательными парами (механизм эллипсографа) точка С находится на середине шатуна АВ и совершает вращательное движение по окружности радиуса ОС даже в том случае, если звено I из механизма изъять, а ведущим сделать звено 3 или 4. По формуле Чебышева при п = 6 и рх = 7 [c.113]

Для определения реактивной силы воспользуемся теоремой импульсов для движения 1 кг пара относительно подвижной [c.118]

Действительно, для открытой цепи (рис. 1.19, а) с тремя подвижными звеньями, образующими три цилиндрических шарнира, можно записать 18 уравнений статики. При определении проекций реакций и реактивных моментов для каждого цилиндрического шарнира достаточно пяти уравнений, а всего 15. Остающиеся три уравнения могут быть использованы для определения системы сил и моментов, приводящих открытую кинематическую цепь в состояние равновесия. При замыкании кинематической цепи вводится вместе с кинематической парой определенное число геометрических условий связи, равное числу неизвестных компонент реакций и реактивного момента. [c.56]

При способе, предложенном С. А. Поповым, необходимо исследовать процесс сборки механизмов. Нужно рассмотреть кинематическую пару в контуре, которая собирается последней, и проследить за линейным сближением звеньев по трем осям координат и угловым поворотом вокруг трех осей координат. В число этих движений не включаются относительные движения звеньев, которые дает подвижность самой пары, но они рассматриваются при определении подвижности, оставшейся в механизме. [c.11]

Если изложенный выше подход к определению подвижности пространства по какой-либо причине затруднителен, то подсчитать подвижность пространства, в котором существует исследуемый механизм, можно также с помощью метода, изложенного в [35]. Суть предлагаемого метода состоит в следующем. Мысленно производится заключительная сборка исследуемого механизма. Затем подсчитывается число простейших движений, необходимых для того, чтобы замкнуть последний собираемый шарнир (кинематическую пару). Это число простейших движений и определит подвижность пространства, в котором существует исследуемый механизм. [c.91]

При структурном анализе кулачковых механизмов возникает задача определения их подвижности. Обычно в широко известной литературе, например [8, 9, И, 26], подвижность кулачковых механизмов определяется формально, т. е. высшую кинематическую пару считают всегда двухподвижной, сам механизм относят к плоским . Поэтому определение подвижности кулачковых механизмов ведут по формуле Чебышева. [c.98]

Для определения подвижности этого механизма, как и в предыдущем случае, помещаем в опору А прямоугольную систему координат. Из рис. 2.39 видно, что этот механизм существует в том же пространстве, что и предьщущий кулачковый механизм (рис. 2.38). Действительно, кулачок 1 и ролик 2 могут вращаться вокруг оси 2, а толкатель и элементы высшей кинематической пары В движутся поступательно вдоль оси Хи У. Исследуемый механизм имеет три ( = 3) подвижных звена, три (рх = 3) низшие одноподвижные кинематические пары (А, С, О) и одну (рг = 1) высшую двухподвижную кинематическую пару (В). Значит, подвижность этого механизма, как и в предыдущем случае, должна определяться по формуле Чебышева. [c.101]

Видно, что в исследуемом механизме имеется вращательное движение звена 1 в кинематической паре А вокруг оси X, а также вращательное движение звена 2 в кинематической паре С вокруг оси У. Однако при определении подвижности механизма V вращательное движение должно быть учтено только одно, причем любое, из указанных. Это связано с тем, что второе вращение зависит от первого. Докажем это. [c.110]

Как видно из (2.25), углы поворота (вращения) первого и второго звеньев, как и в винтовой паре, взаимозависимы. Следовательно, при определении подвижности пространства, в котором существует зубчатый механизм, должно учитываться только одно вращательное движение либо шестерни, либо зубчатого колеса. Что и требовалось доказать. [c.110]

Число независимых контуров к и количество кинематических пар и звеньев, входящих в структурную группу, можно установить с помощью структурных формул (2.11) и (2.20). Так как по определению подвижность структурных групп равна нулю, то (2.11) и (2.20) для структурных групп примут следующий вид соответственно [c.171]

Исследование машин и механизмов обычно начинают с их структурного анализа, который предусматривает определение подвижности кинематических цепей и механизмов, описание и классификацию кинематических пар, подвижных звеньев. [c.224]

На рис. 2.11, б показана другая высшая пара V класса, представляющая собой звено А, своими концами С hD скользящее в прорезях а — аир — Р звена В. Элементами, принадлежащими звену А, являются точки С и D, а элементами, принадлежащими звену В, — плоские кривые а — а и Р — р. Такие пары получили название траекторных пар, так как при движении одного звена пары относительно другого точки звеньев описывают сложные, но вполне определенные траектории. Высшей парой V класса является также пара, показанная на рис. 2.11, в. Кривая а — а, являющаяся элементом звена А, перекатывается без скольжения по кривой р — р, являющейся элементом звена В. Эта пара получила название центроидной пары, так как элементы а — а и р — Р звеньев А и В являются всегда центроидами в относительном движении звеньев пары. Таким образом, мы видим, что в плоских механизмах их подвижные звенья имеют по три степени свободы т. е. п звеньев имеют Зп степеней свободы. Каждая пара V класса накладывает две связи, т. е. Ps пар накладывают 2ps связей. Каждая пара IV класса накладывает одну связь, т. е. р пар накладывают 4 связей. Отсюда непосредственно получаем, что число степеней свободы W плоского механизма равно W = Зп — 2р , — р , т. е. получаем формулу (2.5). [c.42]

V класса. Поэтому рассмотрим оба эти случая отдельно. Из формулы (13.1) следует, что под действием произвольно приложенных к нему сил, в том числе и сил инерции, начальное звено в общем случае не находится в равновесии, так как при числе подвижных звеньев, равном единице, и числе пар V класса, равном также единице, число уравнений равновесия, которое мы можем составить, на единицу меньше числа неизвестных, подлежащих определению, так как [c.260]

Число степеней свободы кинематической цепи относительно одного из ее звеньев условно называют степенью ее подвижности. Для определения степени подвижности любой кинематической цепи необходимо подсчитать число степеней свободы всех подвижных звеньев, полагая их не связанными между собой. Затем из этого числа следует вычесть число связей, наложенных на звенья кинематическими парами. Пусть п — число звеньев пространственной [c.14]

Применение метода преобразования координат для определения положения звеньев ниже проиллюстрировано на примере кинематической схемы промышленного робота (рис. 3.44). Четыре подвижных звена /, 2, 3. 4 образуют четыре одноподвижные пары, из которых три вращательные и одна поступательная. Число степеней свободы робота равно четырем lt = 6 — 5/j = 6 4 — 5 4 = 4. Поэтому должны быть заданы четыре обобщенные координаты относительные углы поворота звеньев (pin = i) ( m i = Vi(0 и относительное перемещение вдоль оси звена 3 S v>=q t) (рис. 3.44). [c.132]

В общем случае, когда сила F переменна, формула (8.5) должна применяться для каждого мгновенного положения. Поэтому в оби.[ем случае (рис. 8.3) вращательной пары механизма с обобщенной координатой (р для определения износа одного из элементов пары 1-2 (например, звена / в некоторой точке а ) нужно знать в неподвижной системе координат Оху угловую координату звена I ф, = i pi(((i) и угловую координату (i2i = (t2i((p) вектора силы F = F i, приложенной к звену 2, а в подвижной системе OiX //i, связанной со звеном /, —угловую координату ji, исследуемой точки ai. [c.249]

В сложных кинематических цепях определение степени подвижности визуально затруднительно. Ее можно определить вычислениями из следующих соображений. Если кинематическая цепь состоит из п подвижных звеньев, то для описания их положения в пространственной координатной системе без учета характера соединения звеньев необходимо 6/1 координат. Так как каждая кинематическая пара налагает на относительное движение звеньев число ограничений — 5, 4, 3, 2, 1, определяемое ее классом, то для общего случая получим степень подвижности как разность между числом координат и числом наложенных ограничений [c.12]

По характеру движения звеньев механизмы делятся на плоские и пространственные. Плоскими называются механизмы, у которых траектории точек подвижных звеньев описывают плоские кривые, лежаш,ие в параллельных плоскостях. Такое движение обеспечивается определенной ориентацией кинематических пар 4-го и 5-го классов. Иногда в плоских механизмах применяются кинематические пары 3-го и 2-го классов, по в определенном сочетании с парами 5-го класса и в таком месте кинематической цепи, чтобы не нарушить принципиального характера движения звеньев. Плоские механизмы получили большое распространение из-за простоты расчета и технологии изготовления. [c.14]

Для определения метода, позволяющего выявить избыточные связи, проанализируем подвижности в замкнутом контуре, образованном структурной группой 2 и 3, присоединенной парами В и D к стойке (рис. 4.6). Этот замкнутый контур представляет собой кинематическую цепь со степенью подвижности W = Ъ 2 — 4 X X 3 = 0. Анализ возможных перемещений показывает, что кинематические пары С, В и D обеспечивают шесть подвижностей относительно неподвижной систем(ы координат. В рассматриваемом замкнутом контуре эти подвижности в кинематических парах компенсируют возможные неточности изготовления и деформации звеньев. При присоединении структурной группы к входному звену / и к стойке (рис. 4.7) получаем механизм с числом подвижностей в кинематических парах 6 -f 1. Подсчет по формуле (3.3) показывает, что число избыточных связей в этом механизме < = 1 -f 5 х Xl-f4-3 — 6-3 = 0. [c.41]

Всякой точке фигуры соответствует определенная пара чисел х и у. В частности, точке О, началу подвижной системы, соответствуют значения х и у, равные нулю значения координат хну для этой точки обозначим через Хо и уо (проекции вектора Го). [c.228]

Для определения температуры вспышки и температуры воспламенения может быть применен прибор с открытым тиглем (ГОСТ 13921—68). При испытании органических веществ (в основном, нефтепродукты) чаще всего используется прибор Мартенс-Пенского с закрытым тиглем (рис. 9-6). Он состоит из металлического сосуда — тигля с крышкой 7, имеющей две части нижнюю, неподвижную, и верхнюю, которую можно поворачивать на некоторый угол в ту и другую сторону. В каждой части крышки есть отверстия, которые могут совпадать или закрываться в зависимости от положения поворачивающейся части крышки. К крышке приделана также трубка 6, внутри которой проходит стержень. При вращении головки 5 этого стержня подвижная часть крышки начинает поворачиваться, благодаря чему достигается совпадение отверстий. Одновременно к открывающейся поверхности испытуемого масла подносят маленькую горелку 2, длина пламени которой устанавливается 3—4 мм. Если же головку 5 отпустить, то части прибора приходят в первоначальное положение. В неподвижной части крышки имеется приспособление для укрепления термометра 4, а в центре крышки проходит стержень мешалки 3. Последняя имеет две пары лопастей нижние находятся в масле, верхние — над маслом, в пространстве, где накопляются пары масла. Весь прибор помещен в воздушную баню /, подогреваемую горелкой 5. [c.172]

Вхождение двух звеньев в кинематическую пару накладывает на относительное движение этих звеньев определенные ограничения (условия связи), число которых не может быть больше пяти, так как при шести ограничениях звенья теряют относительную подвижность, т. е. кинематическая пара переходит в жесткое соединение. [c.6]

Процесс парообразования. Основные понятия и определения. Рассмотрим процесс получения пара. Для этого 1 кг воды при температуре О С поместим в цилиндр с подвижным поршнем. Приложим к, поршню извне некоторую постоянную силу Р. Тогда при площади поршня Р давление будет постоянным и равным р=Р/Р. Будем изображать процесс парообразования, т. е. процесс превращения вещества из жидкого состояния в газообразное в р, о-диаграмме (рис. 4.6). [c.36]

Для каждого из подвижных звеньев плоского механизма можно написать три уравнения равновесия, а для всех подвижных звеньев—Зп уравнений. Для определения давления в каждой из низших пар, как было указано, достаточно определить два неизвестных. [c.225]

Кинематическая пара. Соединение двух звеньев, обеспечивающее определенное относительное движение, образует кинематическую пару. Элементом кинематической пары называется поверхность, линия или точка, по которым происходит подвижное соединение двух звеньев и которые ограничивают относительное движение этих звеньев. В зависимости от вида элементов различают высшие и низшие кинематические пары. В высших кинематических парах элементами являются линии или точки. Такие пары встречаются, например, в кулачковых (пара Л, рис. 1.2, а, б, в), зубчатых (рис. 1.2, г) и фрикционных механизмах. Кинематические пары, образованные элементами в виде поверхностей, называются низшими — пара В (рис. [c.9]

Р. П. Войня и М. К. Атанасиу разработали метод определения подвижности механизмов с низшими кинематическими парами любой структуры с учетом нормальных сил взаимодействия звеньев. Этот метод основан на принципе возможных перемещений необходимое и достаточное условие равновесия сил и пар сил Й,-, приложенных к материальной системе с идеальными связями, состоит в равенстве нулю суммы работ этих сил и пар сил на возможных перемещениях 5, и точек и звеньев приложения сил и пар сил этой системы (см. обозначения на рис. 2.4, а) [c.21]

При проектировании машин, приборов, счетно-решакодих и других устройств конструктору приходится выбирать наиболее простые и надежные схемы их механизмов, которые могли бы наилучшим образом выполнять заданные преобразования движения ведущих и ведомых звеньев. При этом работоспособность и надежность устройств во многом зависят от того, насколько правильно выбрана схема построения механизма, его структура. Под структурным анализом механизма понимается определение количества звеньев и кинематических пар, входящих в его состав, классификация последних, определение подвижности, а также установление класса и порядка механизма. [c.23]

Для определения общего числа подвижностей в книематичаскик парах нужно независимые подвижности каждой пары связать с осями координат. Затем общее число подвижностей всех кинематических пар в механизме представить как арифметическую сумму поступательнык перемещений вдоль каждой координатной оси х, у, z н сумму поворотов вокруг каждой оси. При определении подвижностей в парах нужно рассматривать каждую пару как независимую свободную пару. При представлении подвин<ностей пар по осям координат для каждой из них может быть использована своя система координат с произвольно ориентацией осей. [c.401]

Мы уже знаем, что отдельные тела, составляющие механизм, должны быть связаны между собой таким образом, чтобы они могли совершать одно движение относительно другого, т. е. они должны быть связаны определенными подвижными соединениями. Соединение двух тел, допускаюи ее их относительную подвижность, называется кинематической парой. Каждое из тел, составляющих кинематическую пару, называется звеном. [c.190]

Если ЧИСЛО ПОДВИЖНЫХ звеньев равно п, то они имеют 6 п степеней свободьх (каждое звено — три перемещения по трем осям координат и три вращения). Для определения подвижности механизма из них надо вычесть связи, накладываемые кинематическими парами. [c.13]

Для устранения избыточных связей (случай небольшого угла между осями) очень удобен зубчатый кардан. Шлицевое соединение при малой длине за счет больших зазоров получает дополнительные угловые подвижности, т. е. становится соединением не К3, а ПГ , что требуется для универсального кардана. В зубчатых карданах для удобства изготовления применяют эвольвентное зацепление. Внутренний венец вьшолняют зубодолблением. На внешнем венце делают бочкообразный зуб. Правда, в зубчатой муфте нагрузка распределяется между многими зубьями, т. е. получается статически неопределимое распределение сил с многими избыточными связями. Однако они являются избыточными связями в кинематической паре, которую можно вьшолнить очень точно (например, одинаковый шаг зубьев), поэтому эти избыточные связи не вредны и их подсчитывать не требуется. Вредными являются избыточные связи в механизме, где на распределение нагрузок влияют размеры многих звеньев и может иметь место суммирование ошибок изготовления. Поэтому в расчетах следует рассматривать зубчатое соедашение как кинематическую пару ПГ При определении подвижности двойного зубчатого кардана надо учитывать продольный разбег муфты, поэтому и = 2. Избыточные связи в пределах механизма отсутствуют, т. е. д = 2 — 6-3- -5-2-(-3-2 = 0. [c.140]

Будем рассматривать зацепление шевронных зубьев как две пары второго класса. Выше было показано (см. рис. 5.4, в), что перемещение венца вьпывает перемещение центрального колеса, равное ему и составляющее с ним угол 180° — 2 а (этот угол при определении подвижности никакого значения не имеет). При двух плавающих основных звеньях, каждое из которых установлено на двойном кардане (в данной конструкции - зубчатом), комплекс из двух плавающих колес имеет две местные групповые подвижности — в вертикальном и горизонтальном направлеш1и, а всего н = 3. [c.245]

Для определения подвижности механизмов по (2.13) и (2.20) необходимо знать подвижность пространства, в котором существует исследуемый механизм. Практика исследований механизмов показывает, что это непростая задача. Чтобы определить подвижность пространства, в котором существует исследуемый механизм, необходимо найти все, исключая повторяю1Щ1еся простейшие движения его звеньев и элементов кинематических пар. Рассмотрим виды движения твердых тел. [c.85]

При структурном анализе таких механизмов возникает задача определения подвижности зубчатых передач. Обычно в научной и )Д1ебной литературе, например [8, 9, 11,21], подвижность з чатых механизмов определяют формально. Считается, что высшая кинематическая пара в этих передачах всегда является двухподвижной. Зубчатый механизм в зависимости от вида его исполнения считают плоским или пространственным, а, например, червячную и коническую передачи представляют в виде другого так называемого эквивалентного механизма. Такой подход не соответствует реальной действительности и поэтому неверен [4, 5,42]. [c.109]

Для определения подвижности исследуемого механизма помещаем в опору, например А, прямоугольную систему координат, а затем подсчитьшаем число простейших независимых возможных перемещений звеньев и элементов кинематических пар. [c.109]

Согласно идеям Л. В. Ассура, любой механизм образуется последовательным присоединением к механической системе с определенным движением (ведущим звеньям и стойке) кинематических цепей, удовлетворяющих условию, что степень их подвижности W равна нулю. Такие цепи, если они имеют только низшие кинематические пары, называются группами Ассура (структурными группами). Следует иметь в виду, что от группы Ассура не может быть отделена кинематическая Ц1яь, удовлетворяющая условию w = О, без разрушения самой группы. Если такое отделение возможно, то исследуемая кинематическая цепь представляет собой совокупность нескольких групп Ассура. [c.19]

S , При последовательном присоединении групп необходимо руководствоваться определенными правилами. При образовании механизма с одной степенью свободы первая группа присоединяется свободными элементами звеньев к начальному звену и к стойке. Последующие группы могут присоединяться к любым звеньям полученного механизма только так, чтобы звенья группы обладали подвижностью друг относительно друга. Пусть, например, мы имеем четырехзвенный механизм AB D (рис. 3.2), образованный начальным звеном 2, стойкой 1 и группой, состоящей из звеньев 3 я 4. Следующая группа, состоящая из звеньев 5 и 6, может быть присоединена к любым двум разным звеньям механизма, например к звеньям 3 к 4 (рис. 3.2), но не к одному и тому же звену. Так, например, если присоединить звенья 5 и б к одному и тому же звену 3 (рис. 3.2), то контур FEG, образованный звеньями 3, 5 и 6, будет жестким, т. е. будет фермой. Нетрудно видеть, что для того, чтобы после присоединения группы ее звенья имели подвижность относительно тех звеньев, к которым группа присоединена, необходимо, чтобы замкнутый контур, образованный звеньями группы и звеньями, к которым она присоединится, был подвижным контуром. Так, на рис. 3.2 контур G FE будет обладать подвижностью. Нетрудно видеть, что для того, чтобы такой контур обладал подвижностью, необходимо, чтобы звенья контура входили бы не менее чем в четыре кинематические пары (пары F, Е, G и С на рис. 3.2). [c.54]

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]

В реальных условиях эксплуатации предусматривают дополнительные относительные перемещения звеньев. Так, для равномерного износа фаски головки клапана по условиям работы (при контакте с седлом) следует допустить его произвольное проворачивание относительно оси. Поэтому в реальном механизме (рис. 2.23, а) кинематическая пара О выполняется цилиндрической 4-го класса. Возникшая подвижность — поворот клапана 3 относительно своей оси не влияет на определенность относительного поступательного движения звеньев, обеспечивающего функциональное назначение механизма. Для упрощения технологии изготовления и сборки кинематическую пару С (сферический шарнир с пальцем) целесооб-разно заменить кинематической парой 3-го класса С (сферическим шарниром). Однако при этом появляется вращение звена 2 относительно его продольной оси, проходящей через центр пары С, что нарушает нормальную работу механизма. В данном случае это движение вредно и должно быть устранено (например, введением специальных пружин 4). [c.34]

Плоским называется такой механизм, все точки звеньев кото poro движутся параллельно одной и той же неподвижной плоскости. Простейший плоский механизм состоит из одного подвижного звена и одного неподвижного, образующих вращательную пару (рис. 87). К таким механизмам относятся, например, электродвигатель, ротор которого является подвижным звеном, а статор неподвижным, или вентилятор с подвижным звеном в виде крыльчатки и т. д. К крыльчатке приложена сила сопротивления движению со стороны воздуха. Это сопротивление преодолевается движущей силой, развиваемой двигателем. В результате действия этих сил движение указанного подвижного звена будет происходить по определенному закону. Например, если сила сопротивления постоянная, то при установившемся движении будет постоянной и движущая сила, вследствие чего подвижное звено будет вращаться равномерно. Таким образом, звено I (см. рис. 87), имеющее одну степень свободы, в рассматриваемом случае оказывается динамически связанным закономерным изменением его переменного параметра — обобщенной координаты в виде угла поворота отрезка / относительно отрезка 2. [c.129]

При определении сил взаимодействия звеньев машин используют уравнения статики. В качестве неизвестных сил могут быть любые силы, рассмотренные в 1 гл. 5, в том числе и силы инерции, которые вызьшают соответствующие динамические реакции связей звеньев. Все необходимые силы могут быть определены по уравнениям статики равновесия сил и пар сил, если количество искомых величин соответствует количеству независимых уравнений равновесия сил. Заметим, что в общем случае для системы сил, действующих на звено, могут быть составлены шесть уравнений равновесия проекций сил на оси координат. При наличии и звеньев можно составить 6п уравнений равновесия сил. Установим условия статической определенности сил, действующих в различных механизмах. Из 1 гл. 2 известно, что каждая кинематическая пара определяется количеством простейших связей, которое соответствует классу кинематической пары. Это означает, что количество сил реакций взаимодействия звеньев кинематической пары, подлежащих определению, соответствует классу пары. Если в составе механизма имеются п подвижных звеньев и р (г = 1, 2,. .., 5) кинематических пар 1—5-го классов, то общее количество искомых проекций сил взаимодействия звеньев на оси координат составит [c.87]

Рассмотрим определение сил взаимодействия звеньев на примере карданного подвеса гироскопических систем, учтя при этом силы тсулонова трения, наличие зазоров в сочленениях, обусловливающих возможность перекоса втулок звеньев относительно осей. Карданный подвес находит широкое применение в гироскопических системах и точность и надежность его действия существенно зависят от правильности определения сил взаимодействия звеньев в шарнирных сочленениях. Рассмотрим простейший карданов подвес (рис. 5.5, а). Основание отмечено на рис. 5.5, а номером 0 и штриховкой, сопряженное с ним звено — подвижное кольцо — номером I. С этим последним с помощью вращательных пар последовательно соединены рамка 2 (кольцо) и платформа 3. Введем следующие обозначения F ,j- и — нормальный и касательный составляющие векторы результативных реакций вращательных кинематических пар, причем Fjp,j = fFгде/, —коэффициент трения скольжения или приведенный коэффициент трения качения подшипников, A j — точки соприкосновения втулок и осей при перекосах в шарнирах. Составим уравнения равновесия сил и моментов сил трех элементов подвеса [c.91]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...