Видна

Наиболее простая форма подготовки кромок — при электрошлаковой сварке (ГОСТ 15164—69), что видно из рис. 8.- В стандарте регламентированы толщины минимальные (не менее 16 мм), и наибольшие (до 800 мм), а также зазоры величиной 16—26 мм. [c.14]

Из выражения (1.20) видно что не при всех значениях/4и возможно спроектировать конструкцию с заданной надежностью. В частности, при Ar > 1/7 не существует конструкции, имеющей гауссовский уровень надежности 7 Графики, показывающие зависимость относительных размеров поперечного сечения F/F от гауссовского уровня надежности и изменчивости несущей способности и нагрузки приведены на рис. 1 и 2. Здесь F — площадь поперечного сечения, подсчитанная при значениях нагрузки и несущей способности, равных их математическим ожиданиям. Анализ показывает, что изменение А сильнее влияет на F/F, чем изменение Aq. Поэтому особо важно уменьшать величину Один из возможных путей — усечение закона распределения несущей способности путем отбраковки материала конструкции. Так, усечение нормального закона распределения на уровне 2а дает = 0,9Af , а усечение на уровне а дает уже А = 0,54Л . Если значения коэффици- [c.10]

Из уравнения (2.67) видно, что зависит от вероятностных характеристик нагрузки и размеров поперечного сечения элемента конструкции. [c.70]

Как видно из выражений (П.78), (П.79) D[X t) является дисперсией случайной функции X t), а. K tx, t ) - моментом связи случайных величин Х 1 ) и X(12). Функцию в теории случайных функций называют корреляционной функцией. Через законы распределения они могут быть записаны следующим образом [34] [c.117]

Как видно из соотношений (10.6), (10.7), (10.8), модули векторов /ij, Л2, li зависят от величин и расположения масс подвижных звеньев поэтому, изменяя [c.88]

Решение. Рассмотрим равновесие ползуна (рис. 59, б). К ползуну приложена силы Рд, Q, Pjj и F. Из чертежа видно, что Q = — Р" тогда по формуле (11.2) сила трения будет равна F = Q-f= 100.0,1 = 10 н. Искомая [c.99]

Из плана сил (рис. 60, в) видно, что отрезок (се) в масштабе fip соответствует искомой реакции Я32. [c.106]

Из чертежа видно, что искомое расстояние (Bd) равно отрезку (рЬ ) на плане скоростей, который в свою очередь равен [c.220]

Как видно из формулы (2.6), плоские механизмы могут быть образованы звеньями, входящими только в кинематические пары IV и V классов. Пары IV класса в плоских механизмах налагают одно условие связи на относительное движение ее звеньев. Пары V класса в плоских механизмах налагают два условия связи на относительное движение ее звеньев. [c.41]

Как видно из формулы (2.7), плоские механизмы этого вида могут быть образованы только парами V класса, и так как в этих [c.44]

Рассмотрим некоторые пространственные механизмы, применяемые в технике. На рис. 2.26, а показан четырехзвенный механизм А B D выдвигающегося шасси самолета. Ползун 2 движется по неподвижной направляющей 1 и шатуном 5 передает движение опоре 4 колеса, которая поворачивается вокруг оси D неподвижного звена 1. Звенья 2 к 1 образуют поступательную пару, звенья 2 и 3 и 3 ц 4 — шаровые пары и звенья- 4 и 1 — вращательную пару. Кинематическая схема механизма показана на рис. 2.26, б. Из рассмотрения механизма видно, что звено 3 [c.47]

Как ВИДНО нз уравнений (5.83) (5.88), движение звена 4 действительно происходит по гармоническому закону. Истинные скорости И ускорения при неравномерном вращении начального звена механизма определяются по методу, изложенному в 16. [c.125]

Условимся вектору угловой скорости придавать такое направление, при котором, если смотреть с конца вектора угловой скорости к началу, вращение видно происходящим против часовой стрелки. Сообщим звеньям / и 2 общую угловую скорость —щ. Тогда звено 2 будет неподвижным, а звено 1 будет вращаться вокруг оси Оа с угловой скоростью — Юз и вокруг оси Oj с угловой скоростью й>1. Мгновенная угловая скорость Q звена I относительно звена 2 будет равна [c.139]

Как видно из этой формулы, величина общего передаточного отношения 14 не зависит от промежуточных зубчатых колес. Это дало повод в технике называть такие колеса паразитными. В действительности же эти колеса выполняют существенную роль, заключающуюся либо в обеспечении надлежащего направления вращения выходного вала, ибо введение таких колес влияет на знак передаточного отношения, либо в передаче движения при большом межосевом расстоянии. [c.151]

Из рассмотрения равенств (7.39) видно, что передаточное отношение U.2H есть передаточное отношение при неподвижном колесе 1, а передаточное отношение есть передаточное отношение трехзвенного зубчатого механизма с колесами, имеющими неподвижные оси, т. е. как бы при неподвижном водиле И. В дальнейшем, чтобы знать, при каком неподвижном звене определяем то или иное передаточное отношение, будем у передаточного отношения в скобках ставить индекс того звена, которое принято за неподвижное. [c.155]

Т. Рассмотрим теперь, в какой зависимости находятся угловые скорости Wi и Как видно из рис. 8.4, точка В вилки F описывает окружность Р — Р в плоскости, перпендикулярной к оси X, а точка С вилки описывает окружность Y — ТВ [c.169]

Как видно из характеристик, у рабочих машин момент М возрастает с увеличением угловой скорости, что объясняется, как это [c.212]

На рис. 11.17 ползун 3 скользит в направляющих звена 4. Из треугольника скоростей, построенного на схеме, видно направление относительной скорости Сила трения Ft., приложенная к ползуну 3, по направлению противоположна вектору Vom- [c.225]

Из полученных выражений видно, что за время разбега механизма происходит приращение его кинетической энергии. [c.306]

Из равенств (15.44) и (15.45) видно, что величина /п имеет размерность массы [кг], а величина имеет размерность момента инерции [кг-м ]. Таким образом, /Пц представляет собой некоторую условную массу, сосредоточенную в точке В, кинетическая энергия Т которой равна в каждом рассматриваемом положении механизма кинетической энергии звеньев AB . .. KLM (рис. 15.7, а), т. е. сумме кинетической энергии всех его звеньев. Масса получила название приведенной массы. [c.337]

Отсюда видно, что шаг зацепления всегда выражается через радиус НЛП через диаметр окружности несоизмеримым числом, так как в правую часть входит трансцендентное число л. Это затрудняет подбор размеров зубчатых колес % при проектировании колес и практическое их измерение. Поэтому для определения основных размеров зубчатых колес в качестве основной единицы принят некоторый параметр, называемый модулем зацепления. Модуль зацепления измеряется в миллиметрах и обозначается буквой т. Величина модуля равна [c.429]

Из формул (22.46) и (22.47) следует, что коэффициенты скольжения [ и Ovi возрастают с увеличением расстояния (P ) от точки зацепления С до полюса зацепления и уменьшением радиусов кривизны pi и pj профилей. В крайних точках А и В линии зацепления (рис. 22.16) радиусы кривизны Pi и Ра равны нулю, т. е. в этих точках удельные скольжения Of и з равны теоретически бесконечности. Из сравнения формул (22.46), (22.47) и (22.49), (22.50) также видно, что удельные скольжения [c.445]

Из рис. 23.17 видно, что осевое усилие Fn червяка равно [c.492]

Существует также стандарт па электроды для наплавки ГОСТ 10051—75 Электроды металлические для дуговой наплавки поверхностных слоев с особыми свойствами , который регламентирует 43 типа электродов для наплавочшлх работ. В этом стандарте регламентирован химический состав наплавленного металла и его твердость. Особенности обозначения этих электродов видны [c.112]

Из формулы строения механизма видно, что наивысший класс присоединенных гругп — второй, поэтому механизм автомата-перекоса вертолета при ведущем зве 1 следует отнести ко второму классу. [c.23]

Из г ервого равенства видно, что центр масс 5д коромысла D должен совпадать с точкой С, так как т, 0. Из второго равенства получаем [c.89]

Как видно из этого определения, в любом мех )1ги. ме есть шено (или несколько звеньев), движение которого является заданным. Звегго (звен ,я) механизма, которому сообщается движение, нресзб-разуемое в требуемое движение других звеньев А ханмз.ма, называется входным звеном входными звеньями). [c.32]

Простейшим механизмом зубчатых передач является трех-звеннын механизм. На рис. 7.9 и 7.10 показаны механизмы круглых цилиндрических колес, у которых радиусы / и г., являются радиусами центроид в относительном движении звеньев 1 п 2, и точка Р является мгновенным центром вращения в относительном движении, Если в механизмах фрикционных передач центроиды представляют собой гладкие круглые цилиндрические колеса, то в механизмах зубчатых передач колеса для передачи движения снабжаются зубьями, профили которых представляют собой взанмоогибаемые кривые. Как это видно из рис. 7.9 и 7,10, для возможности передачи движения часть профиля зуба выполняется за пределами центроид радиусов н г , а часть — внутри этих центроид. Окружности радиусов и в теории механизмов зубчатых передач называются начальны.ми окружностями. Профили зубьев подбираются из условия, чтобы нормаль в их точке касания всегда проходила через постоянную точку Р — мгновенный центр вращения в относительном движении колес 1 а 2. [c.145]

Из этих равенств видно, что каждая из искомых величин k= 1, 2, 3) линейно выражается через известные нам проекции w( ), w( ) и w(°). Коэффициентами при этих величинах являются скалярные произведения ортов координатных систем Оа и Оь- Это будут косинусы углов между соответствующиии [c.175]

Из последних равенств видно, что угловая скорость eiji звена ft, равная [c.182]

Из формулы 11.17 видно, что величина условио называемая коэффициентом трения клинового ползуна, больше коэффициента трения плоского ползуна в направляющих. [c.224]

Из рассмотренного примера видно, что кинетостатический расчет групп с высшими парами можно вес1И путем приведения этих групп к группам только с одними низшими парами V класса и исследования условий равновесия полученной группы. [c.257]

В рассматриваемых примерах силового расчета механизмов мы предполагали все силы, действующие на каждое звено, расположенными в одной плоскости. В действительности силы лежат в различных плоскостях, что ясно видно на примере зубчатых механизмов, показанных на рис. 13.21, а или на рис. 13.22, а. Расположение действительных опор и их конструкции на этих рисунках не показаны. При расчете реальных конструкций, о чем было сказано выше, необходимо учитывать конструктив1 ое оформление как промежуточных кинематических пар, так и опор. Соответственно должна составляться и расчетная схема элементов механизма. Например, нами были определены силы / г-з. F-n и / /.у, действующие на колеса 2 н 2 (рис. 13.21, г). Все эти силы расположены в трех параллельных плоскостях. Сила р2>ъ расположена в плоскости колеса 2, сила F i — в плоскости колеса 2 и сила F-ifj — в плоскости, перпендикулярной к оси колес 2 и 2. Опоры оси колес 2 а 2 могут быть конструктивно выполнены различным образом в зависимости от требований прочности, надежности, габаритов конструкции, условий сборки и т. д. [c.275]

Таким образом, для полного уравновешивания механизма необходимо так подобрать массы и размеры его звеньев, чтобы удовлетворялись уравнения (13.31). Из этих уравнений видно, что четыре уравнения (I)—(IV), в которые входят вторые производные, могут быть получены дифференцированием по ф четырех уравнений (V)—(VIII). Если удовлетворяются четыре последних уравнення, то будут удовлетворяться и четыре первых. Поэтому достаточно ограничиться рассмотрением только условий [c.278]

Что касается инерционного коэффициента У14, то эта величина отличается от обычного приведенного момента инерции. Величину /44 нельзя подсчитывать как приведенный момент инерции условного механизма с одной степенью свободы, что можно было сделать для и /44. При вычислении следует считать, что оба звена, 1 и 4, движутся одновременно. В выражение для J не пойдут массы звеньев, положение которых зависит лишь от одной обобщенной координаты, ф или Ф4. В отличие от Уц и J44, нельзя сказать, что — всегда существенно положительная селичина, что хорошо видно из ее выражения. [c.359]

Величина ДУц = Уп -f Уд методом, указанным в 71, может быть определена для одного полного цикла установившегося движения механизма. Диаграмма ДУп = ДУп (ф) показана на рис. 19.8. Из этой диаграммы видно, что ДУц состоит из постоянного момента инерции У,, и переменного Уз. Диаграмма п = (ф) зависимости полного момента инерции Уд от угла поворота ф согласно ра-оечству (19.18) показана на рис. 19.7. [c.383]

Из построения видно, что окружность головок колеса 2 может пересечь линиюп — п правее точки А, левее ее или может пройти через точку А. В первом случае весь участок головки зуба колеса 2 получается активным. При пересечении указанной окружности с линией п — п левее точки Л (например, окружность головок Lo пересекает прямую п — п в точке Ь) участок профиля he не может быть использован для целей зацепления, а потому практически не выполняется. Таким образом, головка зуба колеса 2 ограничена по высоте отрезком эвольвенты Ре, где точка е есть пересечение окружности вершин, проходяш,ей через предельную точку А на линии зацепления, с профилем зуба. Участок же про- [c.439]

Как видно из схематического изображения развертки обода косозубого колеса (рис. 22.47), в колесах с косыми зубьями следует различать два шага зацепления, измеряемых по делительному цилиндру торцовый шаг pj, получаемый в пересечении колеса плоскостью, перпендикулярной к оси О—О делительного цилиндра в торцовом сечении, и нормальный шаг / , получаемый пересечением колеса плоскостью, корг. алькой к еннто-вой линии на делительном цилиндре. Связь между этими [c.470]

Из анализа таблицы 7 видно, что тин в и тип г могут осунле-ствлять одинаковые передаточные отношения и отличаются друг от друга только конструктивно наличием в типе в только внешних зацеплении, а в типе г — только внутренних зацеплений. При [c.500]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...