К кинематический упругая

Для иллюстрации кинематического метода определенный интерес представляет рассмотрение приспособляемости защемленной пластины при аналогичных условиях [44] (рис. 34). Температурное поле (6.12) в свободно изгибаемой пластинке приводит к появлению упругих напряжений (6.13), при этом пластинка изгибается по сферической поверхности радиуса [c.180]

На рис. 12.2 показано типичное поведение материала при кинематическом упрочнении. Траектории нагружения ОА отвечает упругое деформирование. В точке А начинается пластическое деформирование, и траектории нагружения А В соответствует упругопластическое кинематическое упрочнение. Перенос поверхности текучести во время этого нагружения приводит к перемещению ее центра из О в О. Любая разгрузка из В вдоль ВС приводит к чисто упругому деформированию, пока траектория нагружения не достигнет С и материал снова не станет пластически деформироваться — теперь уже при меньшем пределе текучести. [c.334]

В качестве расчетной схемы обычно принимают двухмассовую систему с приведенными моментами инерции масс кинематической цепи до муфты и после муфты е 2, с постоянной жесткостью с муфты и связывающего вала и с относительным рассеянием энергии колебаний i ) (характеризует демпфирующую способность муфты и равно отношению рассеиваемой энергии к энергии упругой деформации за цикл колебаний). [c.321]

Методы расчета, в которых кинематическая цепь механизма представляется как многомассовая система с упругими связями, достаточно подробно рассмотрены в известных работах [121, 181 ]. Здесь на основании этих исследований решается вопрос о возможности замены двухмассовых схем (т = 2) одномассовыми п = 1) и возникающих при этом погрешностях (АМ). Подобные вопросы часто возникают при расчете тяжелонагруженных механизмов трубопрокатных станов с прерывистым движением ведомых масс. Как правило, эти механизмы имеют кинематическую цепь с линейной (или близкой к ней) упругой характеристикой. Расчетная схема такого механизма изображена на рис. 100, а. [c.207]

К кинематическим параметрам упругих волн относятся параметры [c.18]

С кинематической точки зрения это означает соответствие интервала времени возбуждения упругих волн при ударе зубца шарошки о забой интервалу времени возврата к долоту упругих волн, отраженных от акустического экрана, образованного контактом УБТ-СБТ. [c.218]

В механизмах и в приборах плоские пружины применяют в качестве силовых элементов, предназначенных для прижатия деталей друг к другу или для приведения их в движение, а также в качестве кинематических элементов в виде упругих опор, направляющих, гибких и упругих звеньев передаточных механизмов. [c.471]

Статические упругие угловые деформации кинематических цепей могут сказываться на точности работы машин, например точных винторезных и зуборезных станков, делительных машин и т. д. Упругие деформации приводов медленных перемещений могут способствовать возникновению скачкообразных движений. В связи с этим, например, углы закручивания длинных ходовых валов тяжелых станков ограничивают величинами порядка 5 на 1 м длины. Упругие деформации разветвленных приводов от одного двигателя для перемещения, в частности мостовых кранов, порталов, поперечин тяжелых станков, могут привести к заклиниванию направляющих. [c.331]

Пружины по назначению подразделяют на измерительные, которые используются в качестве упругих измерительных преобразователей усилий и моментов в линейные и угловые перемещения натяжные, предназначенные для силового замыкания кинематических цепей кинематические пружинные устройства, выполняющие роль беззазорных направляющих, гибких связей передач или упругих опор амортизаторы, предохраняющие приборы и их элементы от перегрузок при вибрациях и ударах пружинные двигатели, используемые в малогабаритных автономных приборах электрокон-тактные, которые по назначению близки к натяжным пружинам, [c.353]

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]

Ошибки третьей группы возникают при эксплуатации механизмов. Они обусловлены местными искажениями профиля контактирующих поверхностей, изменением упругих деформаций, колебательными процессами и т. п., вызванными действующими силами (см. гл. 23, 24). К этой группе относятся и температурные ошибки, возникающие при изменении линейных размеров звеньев и механических свойств их материалов, а также вязкости смазывающих материалов при изменении температуры в механизме. Весьма существенны ошибки, связанные с изнашиванием элементов кинематических пар. [c.335]

Взаимные перемещения частей тонкого длинного стержня, вообще говоря, не малы, но деформации настолько малы, что применение математической теории упругости возможно. Последнее обстоятельство приводит к специальному кинематическому исследованию (см. И, 2, п. ж, з). [c.73]

Самой сильной в смысле влияния на упрощение расчета является гипотеза о характере перемещений или деформаций, когда пренебрегают второстепенными особенностями в кинематической картине рассматриваемого явления. В каждой характерной задаче такая кинематическая гипотеза формулируется особо. Так, при изгибе балок имеется закон плоских сечений, при изгибе пластинок средней толщины и тонких оболочек — гипотеза прямых нормалей, т. е. предположение, что совокупность точек, лежавших до деформации пластинки на какой-либо прямой, нормальной к упругой срединной плоскости, остается на прямой, нормальной к упругой поверхности деформированной пластинки. [c.132]

Целью силового расчета зубчатой передачи является определение крутящих моментов на валиках механизма с учетом к. п. д, расчет мощности двигателя, определение сил, действующих в кинематических парах. Знание сил необходимо для расчета на износостойкость и прочность зубьев колес, валиков, подшипников и других деталей механизма, а также для определения ошибок механизма (упругого мертвого хода). [c.75]

Для дальнейшего упрощения в зависимости от поставленной задачи динамического исследования машинного агрегата иногда можно пренебрегать некоторыми его параметрами, например, электромагнитной инерцией электродвигателя, упругостью звеньев механизма, считая их абсолютно жесткими, весом звеньев и трением в кинематических парах. Таким образом, в этом случае принимают во внимание только механическую инерцию системы, состоящей из звеньев, величины масс и моментов инерции которых известны. Внешние силы, приложенные к звеньям, также считают известными. [c.225]

Постоянство контакта звеньев, входящих в высшую пару, осуществляется либо геометрически (рис. 4.1, н—у, рис. 4.2, е—к) — это так называемые системы кинематического замыкания, либо с помощью сил веса и сил упругости пружины (рис. 4.1, д—з рис. 4.2, а—г)—это так называемые системы силового замыкания. Каждая из систем замыкания высшей пары влияет на конструкцию механизма, его габариты и динамические характеристики. [c.103]

Появление теории механизмов как науки, имеющей характерные для нее методы исследования и проектирования механизмов, относится ко второй половине восемнадцатого столетия. Сначала развивались методы анализа механизмов как более простые. Лишь с середины девятнадцатого столетия стали развиваться также методы синтеза механизмов. Особенно плодотворным оказался общий метод аналитического синтеза механизмов, предложенный П. Л. Чебышевым . Постановка задачи синтеза по Чебышеву и возможности, которые предоставляют современные ЭВМ, обеспечивают практически решение любой задачи синтеза механизмов по заданным кинематическим свойствам. Значительно сложнее решать задачи синтеза механизмов по заданным динамическим свойствам. Необходимость их учета вызывается непрерывным ростом нагруженности и быстроходности механизмов, а также общим повышением требований к качеству выполнения рабочего процесса. Учет динамических свойств потребовал рассмотрения влияния на движение механизма упругости его частей, переменности их масс, зазоров в подвижных соединениях и т. п. В связи с появлением механизмов, в которых для преобразования движения используются жидкости и газы, динамика механизмов стала основываться не только на законах механики твердого тела, но и на законах течения жидкости и газов. Неудивительно поэтому, что, несмотря на большое число публикуемых работ по динамике механизмов, решение проблемы синтеза механи.шов по их динамическим свойствам еще далеко до завершения. [c.7]

Упругая сила пружины. Как уже указывалось, пружина должна обеспечить непрерывное касание элементов кинематической пары кулачок —штанга. Касание этих элементов может быть нарушено на участке т интервала рабочего и на участке интервала холостого перемещений, когда силы инерции штанги направлены от оси кулачка (см. рис. 133,6) на других участках тех же интервалов силы инерции направлены к оси кулачка и прижимают к нему штангу. [c.184]

При мягкой характеристике упругого звена наклон скелетной кривой и амплитудно-частотной характеристики направлен к оси Л (рис. 71,6), что приводит к затягиванию резонанса в область низких частот. При учете трения в кинематических парах амплитуда колебаний при резонансе имеет конечную величину, и обе ветви амплитудно-частотной характеристики смыкаются (рис. 71, в). [c.241]

Выражения (4.107) для амплитуды и начальной фазы совпадают с известными зависимостями [61] для амплитуды и фазы координаты х звена 1 при его вынужденных колебаниях под действием кинематического возмущения rsinQo с заданной частотой fio, приложенного к концу упругого элемента с коэффициентом жесткости l (со стороны двигателя см. рис. 34). Такой результат в рассматриваемом случае вполне оправдан, поскольку [c.96]

Погрешности щупового метода измерения чистоты поверхности применительно к конкретному прибору определяются не только величиной измерительного усилия и формой щупа, но и конструктивными особенностями воспринимающего органа прибора. В соответствии с требованиями, предъявляемыми к кинематической схеме воспринимающего органа, разрабатываются конструкции, представляющие собой упругие системы. При непрерывном перемещении щупа вдоль поверхности возникает тангенциальное усилие, изменение величины которого объясняется не только переменной крутизной профиля поверхности, но и неоднородностью структурных составляющих материала изделия. [c.59]

Здесь а> — частота, к — волновое число, г = т / J, — время релаксации вязко-упругой среды с динамической вязкостью п и модулем сдвига ц, с = у/(л/р — скорость звука, р — плотность среды, Х = и/с — характерный масштаб среды, обладающей кинематической вязкостью и = г /р. В длинноволновой области к к , фиксируемой фаничным значением к = (2А)", получаем обычный закон дисперсии ш = -г/г диссипативной среды со временем релаксации т при к > к частота (3.1) приобретает действительную составляющую, и при < А < а , где а — характерное расстояние между атомами, реализуются колебания с частотой ск и временем затухания 2т, Это означает, что на малых расстояниях г < А, где проявляются только колебания атомов, среда ведет себя упругим образом. На гораздо ббльших масштабах г > А начинает сказываться перестройка потенциального рельефа, и среда проявляет вязкие свойства (рис. 65), Отметим, что масштаб А играет роль параметра обрезания в известной формуле, определяющей энергию дислокации Е 1п I [196]. Температурная зависимость сдвиговой вязкости т] = ир обеспечивает изменение величины А(Г). Это может привести к вязко-упругому переходу неоднородной среды, характеризуемой мезоскопическим масштабом Ь > а. Точка такого превращения фиксируется условием А(Г) = Ь. [c.226]

Рассмотрим последовательное соединение механизмов V , Ей V, Е (рис. 92, д, е). Очевидно, что последовательное включение механизмов Е приводит к силовой связи элементов усилия в вязком и упругом элементах равны тело Максвелла), а последовательное включение элементов V" и Е" — к кинематической связи перемещения вязкого и упругого элементов одинаковы тело Фойхта). Очевидно, что модель V Е соответствует параллельному включению элементов упругости Е и вязкости У . [c.331]

Природа деформации в изогнутом и закрученном стержне. В теории тонких стержней Кирхгофа большую роль играют особые кинематические уравнения. В связи с ними возникают некоторые трудности. Мы пре.длагаем нижеследующее непосредственное, хотя несколько и громоздкое, исследование в качестве дополнения к кинематической части теории Кирхгофа. Пусть гонкий стержень изогнут, следовательно, упругая линия имеет некоторую кривизну, и, кроме того, закручен, благодаря чему степень кручения получает определенное значение мы установим некоторые ограничения, которые налагаются на деформацию стержня. [c.405]

Из этих трех скоростей продольных волн наибольшее значение имеет скорость волн в безграничной среде а это наибольшая скорость возмущения в твердом теле. Кинематическое сходство плоской продольной волны в твердой среде с такой же волной в жидкости не распространяется на напряжения в жидкости давление не-зависит от ориентировки площадки, на которой оно измеряется, и в плоской волне равно р = —К (ди1дх), где К — модуль упругости [c.448]

Если окажется, что в механизме с двумя степенями свободы нет пн одного звена, положение которого определяется двумя обобщенными координатами, то велнчнна /54 будет равна нулю, и такой механизм распадется па два, каждый из которых имеет одну степень свободы, и между этими механизмами имеется какая-либо силовая связь. К таким механизмам отиосятся механизмы, у которых кинематические цепи разделены упругими муфтами, упругими валами, ременными передачами, фрикционными соединениями и др. [c.360]

При больилпх нагрузках и высоких скоростях двн кеиия деформации звеньев механизмов оказывают заметное влияние иа их кинематические и динамические характеристики. Проектирование механизмов (в том числе и кулачковых) с учетом упругости звеньев относится к задачам динамического синтеза. Разработке методов решения таких задач посвящены работы И. Н. Вульфсона, Н. И. Ле-витского и др. [c.65]

Для компенсации отклонения от соосности кинематических звеньев применяют подвижное соединение генератора с валом. Его выполняют с помощью упругих элементов или жестких шарниров. В конструкции (рис. 15.9, а) упругий элемент выполнен в виде резиновой шайбы 2, привулканизированной к металлическим дискам 1 п 3, которые затем соединяют с кулачком и валом. Резиновый элемент по рис. 15.9, б обладает повьпиенной податливостью при угловых перекосах. Недостатком этих соединений является снижение прогости резины с течением времени. [c.243]

При заданной внесиней статической нагрузке на толкателе, например силе f,ui> полезного сопротивления, силе F,, упругости пружины для силового замыкания и силе тяжести 6 а толкателя (рис. 17.5,U), реакции в кинематических парах являются зависимыми от угла давления, т. е, от закона движения толкателя и габаритных размеров механизма. Этот вывод легко установить из анализа плана сил, приложенных к толкателю (рис. 17.5, а, б) и формул (12.11) и (12.12). Чем больше угол давления ), тем больше реакции [ гл и в кинематических парах, а следовательно, тем больше силы трения при заданных коэффициентах трения — между башмаком толкателя 2 и кулачком / и — толкателем 2 и направляющими 3. При расчетах сил в кинематических парах для поступательной кинематической пары между толкателем и направляющими используют приведенный коэффициент трения / "Ь, который рассчитывают по величине угла определяющего положение реакции Ftw относительно перпендикуляра к направлению перемещения толкателя. [c.451]

При синтезе механизмов передаточные функции, как и функции положения, задаются для обеспечения требуемых кинематических характеристик. Задача синтеза решается точными или приближенными методами. Точные методы применяются к малозвенным механизмам, имеющим простую структурную схему. Для сложных схем усложняются передаточные функции и функции положения, увеличивается число параметров синтеза. К тому же при синтезе многозвенных механизмов обычно удовлетворяют не только кинематические требования к механизму, но и часто требования к его динамике. В этих условиях более удобными оказываются приближенные методы кинематического синтеза. Кроме того, во многих случаях методы приближенного кинематического синтеза более приемлемы, так как истинные кинематические характеристики все равно отличаются от расчетных, полученных точным методом. Это объясняется тем, что в реальных механизмах из-за погрешностей изготовления и упругости звеньев всегда имеются зазоры между элементами кинематических пар, неточности в линейных размерах звеньев, вследствие чего траектории точек, скорости и ускорения звеньев неизбежно отличаются от расчетных. Если для сложных задач синтеза использовать приближенные методы, то при обеспечении допустимых пределов отклонения от заданных параметров затраты на расчет окажутся значительно меньшими, чем при использовании точных методов. [c.60]

В реальных механизмах звенья и их соединения упруги. Это приводит к отклонению фактических характеристик движения звеньев механизма от полученных в предположении их недеформируемости. Упругость проявляется в возникновении погрешностей положения звеньев при их относительном движении, перераспределении сил, действующих на звенья, и давлений в кинематических парах, в возникновении динамических нагрузок на звенья и элементы кинематических пар. [c.293]

Упругие звенья соединяются кинематическими парами в кинематическую цепь, обладающую упругими свойствами. Поэтому вводят понятие жесткости механизма, под которым подразумевают силу или момент силы, приложенные к вхоОному звену и вызывающие его единичное линейное или угловое перемеи ение. Жесткость механизма зависит от структурной и конструктивной схемы, жесткостей его звеньев, от вида кинематических пар, соединяющих звенья, и упругих свойств их элементов. Податливость механизма, состоящего из п звеньев, последовательно соединенных р кинематическими парами, равна сумме податливостей его звеньев и кинематических пар Х с [c.295]

Рассмотрим определение жесткости зубчатого передаточного механизма (рис. 23.3). При зафиксированном положении звена 4 и приложении к колесу / момента М из-за деформации всех звеньев и пар этой кинематической цепи оно повернется на угол ф. Тогда жесткость механизма составит См = М/ф. Определяя угловые деформации (податливости) каждого из упругих соединений и приводя их к колесу 1, получтш [c.295]

Для поступательной кинематической пары с контактом звеньев по плоскости (рис. 23.4) определение контактной деформации сводится к расчету деформации изгиба стержня I на упругом основании 2, рассматриваемой в курсе сопротивления материалов. При сплошной массивной конструкции элемента звена 2 распределение нагрузки определяется контактной жесткостью поверхностей и может быть принято равномерным на участке аЬ (рис. 23.4, а). Если конструкция элементов позволяет им деформироваться, то нзгиб-ная деформация элемента 2 приведет к перераспределению нагрузки и смещению равнодействующей (рис. 23.4, б, в). [c.296]

У многих материалов (полимеры, бетон, металлы при повышенной температуре) в эксплуатационных условиях закон связи а(е) существенно зависит от времени. Изменение напряжений и деформаций во времени при постоянных внешних нагрузках называют ползучестью (явление ползучести можно обнаружить при растяжении материалов даже в условиях нормальной температуры). Так, при растяжении образца для снятия показаний тензометров приходится, как правило, приостанавливать процесс нагружения либо по силам, либо по деформациям. Такая остановка в упругой области практически не приводит к изменению показаний во времени. Если остановка происходит в пластической области, то для машин кинематического типа (e = onst) благодаря вязкости материала происходит заметное самопроизвольное падение напряжений (рис. 1.12), т. е. релаксация. При нормальной температуре Та напряжение а асимптотически стремится к [c.37]

В схемы устройств для измерения кинематических и динамических параметров процесса распространения волн напряжений входят датчики, являющиеся преобразователями механических возмущений в электрические сигналы, и измерительная аппаратура, позволяющая регистрировать эти сигналы. Рассмотрим принцип работы и устройство датчиков и измерительной аппаратуры. Установим требования, предъявляемые к ним, на примере аксельрометра [прибора для замера ускорения, представляющего собой систему с одной степенью свободы и состоящую из инерционного элемента массы М, упругого чувствительного элемента с жесткостью К. и демпфера с коэффициентом затухания т (рис. 14)]. При определенных допущениях [1] систему можно считать линейной и ее движение характеризовать уравнением X + 20х Ь = / t), решение которого имеет вид X = gn/(o — Г], (1.2.10) [c.24]

Предельные состояния и предельные нагрузки. В конструкциях, т. е. в инженерных сооружениях и особенно в машинах, возможны весьма разнородные повреждения, приводящие к потере работоспособности. Те из них, которые проистекают от недостаточной статической прочности или от усталости, были рассмотрены выше. Однако к потере работоспособности может привести и чрезмерное нагревание кинематической пары, в результате которого произойдет сваривание ее элементов и потеря подвижности. Потерю работоспособности могут вызвать также и сильная вибрация, чрезмерная упругая деформация и многое другое. Напряженное состояние конструкции называется предельным, если самое незначительное превышение соответствующих ему напряжений ведет к потере работоспособности. В зависимости от вида потери работоспособности для одной и той же конструкции существуют несколько предельных состояний, каждое для своего вида. Всякое предельное состояние появляется под действием вызывающей его нагрузки, которую называют предельной нагрузкой. Как ясно из сказанного, для одной и той же конструкции существует целый ряд предельных нагрузок. Разумеется, действительная нагрузка должна быть меньще наименьшей из них. [c.176]

Нелинейными считаются также характеристики, которые имеют точки разрыва или излома. Например, на рис. 55,6 показана нелинейная характеристика типа зазор. При перемещении элемента кинематической пары в пределах зазора на величину А упругая сила F равна нулю, а затем изменяется по линейному или нелинейному закону. Характеристики сил с точками разрыва или излома называют существенно нелинейными, та к к в этих точках нельзя, определить производную функции F x) и использовать обычный прием линеаризадии посредством [c.187]

К этой же группе систем относятся станки с адаптивным управлением, у которых производится автоматическое регулирование подачи столов и суппортов, например, из условия сохранения постоянным усилия резания или величины упругой деформации системы (метод проф. Б. С Балакшина [174]) автоматическая виброзащита машин путем измерения вибраций и создания антивибраций, обратных по фазе система автоматического уравновешивания узла шпинделя и детали для ликвидации вредного влияния дисбаланса заготовки функциональная разгрузка направляющих, учитдлвающая переменность сил трения [137] автоматическая непрерывная коррекция кинематических цепей зуборезных и других станков, исключающая влияние погрешностей изготовления эле- [c.461]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...