Привод коэффициент инерции

Вал радиуса г приводится во вращательное движение вокруг горизонтальной оси гирей, подвешенной посредством троса. Для того чтобы угловая скорость вала через некоторое время после начала движения имела величину, близкую к постоянной, с валом соединены п одинаковых пластин сопротивление воздуха, испытываемое пластиной, приводится к силе, нормальной к пластине, приложенной на расстоянии R от оси вала и пропорциональной квадрату ее угловой скорости, причем коэффициент пропорциональности равен к. Масса гири т, момент инерции всех вращающихся частей относительно оси вращения равен / массой троса и трением в опорах пренебречь. [c.279]

Определить угловую скорость ведомого автомобильного колеса массы ЛУ и радиуса г. Колесо, катящееся со скольжением по горизонтальному шоссе, приводится в движение посредством горизонтально направленной силы, приложенной в его центре масс С. Момент инерции колеса относительно оси С, перпендикулярной плоскости материальной симметрии, равен Ус fк — коэффициент трения качения, /—коэффициент трения при качении со скольжением. В начальный момент колесо находилось в покое. [c.289]

Задача 302. Груз А веса Р, спускаясь по наклонной плоскости вниз, приводит во вращение барабан В посредством намотанной на него веревки г — радиус барабана, /— коэффициент трения скольжения груза о наклонную плоскость, расположенную под углом а к горизонту — момент инерции барабана относительно его оси вращения г, перпендикулярной к плоскости рисунка. Определить угловую скорость вращения барабана. Массо( веревки пренебречь. [c.216]

Задача 351. Катушка веса Р и радиуса г приводится в движение посредством сматываемой с нее нити, расположенной под углом а к горизонту. К нити приложена постоянная сила Р. Определить скорость центра инерции С катушки в момент, когда он переместится на расстояние 5. Радиус инерции катушки относительно оси, проходящей через ее центр инерции С перпендикулярно к плоскости материальной симметрии, равен р, + — коэффициент трения качения катушки о горизонтальную плоскость. [c.313]

Пример решения уравнения движения апериодического типа. Пусть механизм приводится в движение от электродвигателя, для которого движущий момент Мд линейно зависит от угловой скорости со Мд=й— со, где а и Ь — постоянные коэффициенты. Тогда при постоянном приведенном моменте сил сопротивления Мс и постоянном приведенном моменте инерции /п уравнение движения механизма имеет вид [c.81]

Уравнение (15.19) является дифференциальным уравнением второго порядка, и в зависимости от соотношений между его коэффициентами может относиться или к апериодическому типу второго порядка, или к колебательному типу. Отсюда следует, что при решении задач динамика механизмов с электродвигателем необходимо давать оценку дополнительного члена, выражающего электромагнитную силу инерции. Если пользоваться только статической характеристикой электродвигателя, то нель- зя обнаружить колебательные режимы, которые в областях, близких к резонансу, приводят к значительному увеличению ам плитуд колебаний и динамических нагрузок. [c.287]

Однако в то же время целый ряд существенных динамических явлений, наблюдаемых при эксплуатации машин и лимитирующих их производительность, не вмещается в рамки моделей модификации 2. К числу таких явлений в первую очередь следует отнести различные параметрические явления, связанные с колебаниями ведущих звеньев с учетом упругих свойств привода и переменности приведенного момента инерции. Простейший тип модели, способный выявить эти особенности, отнесен к модификации 3. В этом и последующих случаях система дифференциальных уравнений, строго говоря, уже оказывается нелинейной, а при некоторых приемлемых упрощениях может быть сведена к системе линейных дифференциальных уравнений с переменными коэффициентами. Помимо модели H—U—0 к этой модификации также могут быть отнесены модели, у которых имеется несколько последовательных цикловых механизмов типа О——Н—Па—0. [c.52]

Таким образом, наличие зазора приводит к возникновению жесткого удара. Поскольку амплитуда дополнительных ускорений, вызванных ударом, составляет АП a>k, в системах с повышенными зазорами и высокими значениями собственной частоты k могут возникнуть колебания столь большой интенсивности, что вызванные этими колебаниями усилия превысят внешние силы и силы инерции переносного движения. В этом случае соударения в зазоре происходят на всем протяжении кинематического цикла. Этот виброударный режим [42, 43], разумеется, не отвечает нормальным условиям работы механизма. При фиксированной угловой скорости ведущего звена отмеченное явление может быть устранено помимо уменьшения зазора As также и понижением собственной частоты при этом, однако, под контролем должны находиться другие параметры решения (3.37), (3.50), (3.51), зависящие от k (например, коэффициент накопления возмущения ц и эквивалентные скачки, рассмотренные ниже). [c.102]

Пусть в приводе механизма установлена нелинейная муфта, из-за чего восстанавливающая сила (или момент) описывается функцией —Со (1 + у Если коэффициент у > О, то жесткость системы растет с увеличением деформации ( жесткая характеристика), а если 7 < О, то падает ( мягкая характеристика). Поскольку в уравнении (6.67) все коэффициенты предварительно разделены на момент инерции J, то нелинейная функция Л в данном случае имеет вид [c.281]

Применим полученные зависимости к расчету пусковых нагрузок в канатах ленточно-канатного конвейера со следующими параметрами длина L=1350 м погонный вес верхней и нижней ветвей 5а=60 кгс/м, q =iS кгс/м жесткость верхней и нижней ветвей соответственно i j=5,7-10 кгс и i =5,5-10 кгс момент инерции привода, приведенный к тяговому органу, /=9х Х10 кгс-м-с радиус приводного шкива П=1,25 м угол наклона конвейера а =4° коэффициент трения р=0,03 скорость распространения упругой волны по верхней и нижней ветвям соответственно й,=1000 м/с, йн=1810 м/с. [c.55]

В дальнейшем будем использовать следующие обозначения Ух, 2 , Уз, У4 — моменты инерции шестерни, колеса, привода и поглотителя мощности Си Сг — крутильные жесткости валов Сд ( ) — переменная жесткость зацепления Су , Су — жесткости опор шестерни и колеса Лу,, — коэффициенты трения в опорах ки к — коэффициенты трения в валах и зацеплении /Пх, /Па — массы шестерни и колеса Гх, Га — радиусы их основных окружностей Мдв, M opы — нагружающий и тормозящий моменты А ( ) — функция погрешности изготовления зацепления Р ) — ударные импульсы в зацеплении. [c.45]

Исследования, необходимые для определения эмпирических коэффициентов в формулах (54)—(56) и изучения динамических процессов, определяющих те или иные ограничения быстроходности у различных механизмов позиционирования (габаритные ограничения, ограничения по мощности, весу и т. п.), проводились в несколько этапов. Вначале изучались и систематизировались паспортные данные и результаты хронометрирования, расчета и экспериментального исследования транспортных устройств. Определялись ориентировочные величины /г и т. Проводились стендовые исследования механизмов с различным типом привода в широком диапазоне изменения параметров и изучалось влияние увеличения быстроходности на точность позиционирования и величину динамических нагрузок (гл. 4). С помощью математических моделей изучались причины, вызывающие ограничения быстроходности при увеличении веса и момента инерции ведомых масс и повышении требований к точности позиционирования (гл. 5). Методика расчета проверялась применительно к механизмам позиционирования манипуляторов и промышленных роботов, отличающихся рядом специфических особенностей (гл. 6). [c.45]

Таким образом, быстродействие здесь рассматривается совместно с нагрузочной способностью, которая ограничена величиной коэффициента X < 1- Например, для механизма 1 (табл. 23) при % = 1 (практически применяются более строгие ограничения) величина момента инерции планшайбы не может превышать 5,6 кгс-м-с, вто время как для агрегатных станков с поворотными столами такого типа величина J может достигать нескольких десятков кгс-м-с . Для этих условий потребовалось бы применение пневмоцилиндра zd = 300 мм, что обычно неприемлемо для столов с диаметром планшайбы D = 1 м по габаритным соображениям. С помощью данных, полученных при моделировании, могут быть с достаточной точностью рассчитаны ограничения, накладываемые критериями нагрузочной способности и геометрическими критериями, которые определяют границы преимущественного применения пневматического и гидравлического приводов. [c.100]

Сложность и громоздкость известных расчетных методов построения динамических моделей упругих систем станков [1, 2, 5, 6] обусловливают необходимость перехода к автоматизации процесса вычисления коэффициентов уравнений движения системы. Для синтеза матриц инерции, жесткости и демпфирования системы в настоящей работе предлагается использовать метод конечных элементов, использованный ранее для построения динамической модели элементов привода станка [7]. Колебания упругой системы при этом могут быть описаны одним из уравнений [c.52]

При вращении колеса в корпусе турбины прилегающая к диску среда увлекается колесом вследствие трения. Силы инерции сообщают среде дополнительное движение к периферии. В результате этого среда, заключенная между неподвижными стенками (корпус или диафрагма) и вращающимися наружными поверхностями колеса приводится в сложное вращательное движение. На поддержание этого движения расходуется мощность, заимствованная из полезной мощности, развиваемой паром на лопатках, так что коэффициент потерь энергии на рассматриваемое движение определится как отношение этой мощности к располагаемой энергии ступени [c.100]

Несколько неожиданным является то, что коэффициент гидравлических сопротивлений находится в знаменателе соотношения (17), это обстоятельство показывает, что увеличение сопротивлений приводит к ускорению наступления установившегося режима. Это явление, однако, кажущееся. На самом деле при увеличении гидравлических сопротивлений согласно формуле (15) уменьшается установившаяся скорость данной системы и, следовательно, при разгоне данный напор Я должен преодолеть меньшую инерцию, чем при малых значениях сопротивлений, поэтому процесс ускоряется, [c.18]

Соотнощения (4.72) и (4.73) справедливы только для стационарных линейных ИПТ, т.е. для таких ИПТ, параметры которых не изменяются под воздействием входного сигнала. Отклонение от этого условия приводит к возникновению так называемых параметрических эффектов и появлению дополнительных погрешностей, носящих также случайный характер. Так, при измерении температуры турбулентного потока случайные пульсации скорости течения вызывают случайные изменения конвективной составляющей коэффициента теплоотдачи и соответственно показателя тепловой инерции ИПТ е (см. (4.31)), являющегося одним из основных параметров передаточных функций (4.21), (4.49). [c.75]

В механизмах с машинным приводом силы инерции частей между двигателем и тормозным валом, возникающие при торможении опускающегося груза, стремятся разомкнуть тор.моз и препятствуют его замыканию, в результате чего остановка грузов, особенно малых, происходит медленнее, а тормозной путь увеличивается. Увеличение коэффициента запаса торможения. для тормозов, замыкаемых под действием веса гр за. не влияет на путь торможения, а определяет лишь степень надежности удержания подвен1енного груза. Для сокращения пути торможения следует уменьшать массы вращающихся частей механизма, расположенных от двигателя до тормозного вала, а также устанавливать дополнительны стопорный тормоз, который частично поглощает кинетическую энергию этих частей. Преимущества, получаемые прн установке двух тормозов (снижение динамических усилий в элементах механизма, увеличение плавности опускания груза, уменьшение нагрева [c.154]

В механизмах передвижения с раздельным приводом двигатель устанавливают на каждом приводе. Мощность каждого электродвигателя принимают равной 0,5 общей мощности. При этом принимается, что нагрузка на оба двигателя распределена одинаково. Некоторое различие в фактической нагрузке двигателей при положении тележки ближе к одной из опор компенсируется перегрузочной способностью двигателя. Для кранов с раздельным приводом коэффициент запаса сцепления должен быть проверен для возможного случая при работе привода с одной стороны и расположения тележки без груза со стороны работающего привода. При этом влияние сил инерции при пуске не учитывается, и коэффициент запаса сцепления ка1 При работе без ветровой нагрузки должен быть не менее 1,1, а при нiiJlичии ветровой нагрузки — не менее 1,05. [c.176]

При исследовании уравнения автономной системы (2.1) указывалось, что коэффициент инерции а всегда положителен, коэффициент жесткости с — положителен в случае восстанавливающей силы, отрицателен в случае силы отталкивания, когда система теряет устойчивость в этом последнем случае коэффициенту с целесообразно дать более общее наименование — квазмуяругмй коэффициент. Что касается коэффициента Ь, то, как упоминалось (стр. 33), он также в некоторых случаях может быть отрицательным, характеризуя собой уже не силу сопротивления, а ускоряющую силу, способную породить автоколебания, рассматриваемые в главе III с помощью методов нелинейной теории колебаний. Оставаясь в рамках линейной теории, мы можем лишь утверждать, что отрицательность коэффициента Ь приводит к расходящемуся процессу, что очевидно из теории дифференциальных уравнений [ 4] и что будет показано сейчас при построении решения уравнения (2.1). Формально, сохраняя терминологию, мы называем этот случай случаем отрицательного сопротивления (стр. 33), для исследования которого воспользуемся полученным результатом, изменяя знаки у соответствующих коэффициентов. [c.60]

Как указывалось выше, на интенсивность процессов переноса в системах газ—жидкость могут оказывать влияние внешние силовые поля. Ограничимся качественной характеристикой механизма воздействия электродшгнитного поля на процессы тепло-и массопереноса в га.чожпдкостных системах. Оно связано с введением в среду повой дополнительной энергии, в результате чего на систему кроме сил гравитации и инерции начинают действовать пондеромоторные силы. При испарении жидкости в постоянном и переменном электрических полях слои жидкости приходят в волнообразное движение, которое приводит к турбулизации жидкости, в результате чего скорость испарения увеличивается. При этом коэффициенты конвективного теплообмена в зависимости от напряженности поля увеличиваются в несколько раз. [c.9]

Основное содержание СТО, как подчеркивал Г. Минковский, состоит в установлении единой абсолютной пространственно-временной формы бытия материи — пространственно-временного мира (мир Минковского), геометрия которого псевдоевклидова. В этом мире различным системам отсчета соответствует в общем случае различная метрика с коэффициентами y v (х) пространства-времени. Например, в произвольной неинерциальной системе координат S метрические коэффициенты y[ v оказываются функциями координат X этой системы, что приводит в итоге к появлению ускорения свободной материальной точки относительно S и сил инерции, выражающихся через производные первого порядка от тензора по соответствующим координатам. Кинематически силы инерции характеризуются тем, что вызываемые ими ускорения свободных материальных точек не будут зависеть от их масс. Таким же свойством обладают и гравитационные силы, поскольку, как показывает опыт, гравитационная масса тела равна его инертной массе. Этот фундаментальный факт привел Эйнштейна к мысли, что гравитационное поле должно описываться подобно полю сил инерции метрическим тензором, но уже в римановом пространстве-времени. [c.158]

На рис. 47, б показана схема одного из механизмов, динамическая модель которого приводится к двухмассной системе с одним линейным упруги.м звеном, Механизм предназначен для передачи вращения от вала двигателя Д к валу машины М. Коэффициенты жесткости этих валов обозначены через С] и Сг. К звену / со стороны двигателя приложен движущий момент Л7д, к звену 2 со стороны машины — момент сопротивления Мс. Приведенный к валу двигателя момент инерции /д определяется с учетом всех дви-исущихся частей двигателя, а приведенный к валу машины момент инерции /м — с учетом движущихся частей машины. Моменты инец-цни зубчатых колес считаем малыми по сравнению с моментами инерции /д и [c.113]

Например, при определении неравномерности вращения ведущих звеньев можно воспользоваться динамической моделью машинного агрегдта (рис. 18), представленной в виде совокупности элемента Д, отображающего динамическую характеристику двигателя и приведенного момента инерции машины. При рассмотрении этого вопроса обычно могут быть либо совсем исключены из рассмотрения упругодиссипативные свойства звеньев механизмов, либо учтены наиболее податливые элементы привода, например ременные передачи, длинные трансмиссии и т. п. (рис. 18, б). Результаты анализа такой модели дают возможность выявить координату Фо (t), определяющую в первом приближении движение ведущего звена механизма. Заметим, что нередко при малом коэффициенте неравномерности можно даже принять Фо (Од , где о — угловая скорость. При таком подходе из общей системы машинного агрегата могут быть выделены некоторые типовые динамические модели цикловых механизмов, приведенные в табл. 6. При построении этих моделей помимо опыта [c.48]

Пример 10. 3. Рассчитать кулачковый тормозной привод при следующих данных максимальная угловая скорость тормозного обода со = 2> 1сек момент инерции движущихся частей установки, приведенный к оси обода, Jm — = 4700 кГ-сек -м статический момент сил сопротивления Л4о= 3750 кГм радиус эксцентрика г = 0,2 м , жесткость тормозных колодок с = 5000 кПсм первоначальный угол наклона стержня 5 (см. рис. 10. 14, б) к горизонту — 75° радиус трущейся поверхности тормозного обода R = 1,165 ж коэффициент трения тормоза / = 0,35 коэффициент пропорциональности А по формуле (10. 80) А = 1,63 ж коэффициент пропорциональности В по формуле (10. 82) В = = 228 000 кГ. [c.380]

Где индекс относит величины к нестационарному движению и — параметр регулирования гидромотора % — функция кинематических свойств гидромашины, обращающаяся в +1 при зависимости кинематики от значения м [51 и в нуль — для гидромашин, регулирование которых обеспечивается без изменения кинематики (например, изменением коммутации при помощи поворота распределителя) [61. Здесь т и — критерии герметичности и упругости привода соответственно [41 Мд — момент статической нагрузки С ж с — коэффициент активного сопротивления и сопротивления типа сухого трения соответс1венно, [51 J — приведенный момент инерций нагрузки и вращающихся частей гидромотора. [c.119]

Крутильная схема в большинстве случаев может рассматриваться как состоящая из сосредоточенных масс, между которыми располагаются безынертные упругие участки. Ниже приводятся данные по определению осевых моментов инерции масс и коэффициентов податливости [c.359]

При вибротранспортировании удар не является центральным. Во время удара действующий на тело импульс имеет как нормальную составляющую S,g, так и касательную составляющую (рис. 2, а). Вследствие того, что центр тяжести О не совпадает с точкой приложения импульса S, тело получает и вращательное движение. Плоское тело после полета встречается с лотком в точке А. Если тело небольшой высоты (h< a), то в момент начала контакта с лотком нормальная составляющая импульса Sy вызывает момент относительно центра тяжести тела больший, чем момент сил инерции (рис. 2, б), и поэтому тело соприкасается с лотком в точке В (рис. 2, в). Последовательные микроудары приводят к тому, что тело в конце удара имеет положение, показанное на рис. 2, а. Это позволяет описать движение тела моделью плоской частицы . Но в этом случае смысл коэффициента R уже более обоб- [c.64]

Стенды с центробежным возбуждением вибрации. Вибрацию возбуждают одним или несколькими дебалансами (см. гл. XIV). Возникающая центробежная сила инерции является вынуждающей силой, действующей на упругую систему стенда. В испытательных вибрационных стендах центробежные вибровозбудители применяют в тех случаях, когда необходимо проводить испытания на гармоническую вибрацию в низкочастотном диапазоне. Так же как и в других стендах с механическим возбуждением, повышение частотного диапазона свыше 50 Гц приводит к быстрому выходу из строя механизма привода, и прежде всего подшипниковых узлов. Коэффициент нелинейных искажений зависит от схемы и конструкции стенда. По мере износа движущихся частей коэф( )ициент нелинейных искажений значительно увеличиваегся. [c.437]

Дифференциальное уравнение (5) при соответствующих значениях коэффициентов (см. табл. 1) отвечает также моделям IV—VI, При этом модель IVотображает привод с переменным приведенным моментом инерции модель V отвечает случаю, когда кинематический аналог механизма расположен между двумя упругодиссипативными элементами, один из которых соответствует приводу (с , Ф1), а другой — выходному звену (сц, Фи). В динамической модели VI привод механизма принимается абсолютно жестким, а приведенная жесткость ведомого звена с является функцией угла ф. Такая ситуация возникает, в частности, при анализе многих рычажных механизмов как плоских, так и пространственных [235]. [c.89]

Равенство сил при этом будет обеспечено только в трехсателлитной передаче. При числе сателлитов больше. трех можно уменьшить неравномерность за счет этого, но исключить полностью нельзя. Вышеизложенное касалось статического распределения сил. Наличие сил инерции при вращении звеньев также приводит к неравномерности распределения нагрузки. Указанную неравнсниерясжть учитывают коэффициентом иершнонерности /Сд — отношением максимальной силы в зацеплении к средней силе, опреде- [c.326]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...