Размеры механизмы

Тогда, если заданы размеры механизма и закон движения толкателя, можно определить значение критического угла давления 0 . Необходимо иметь в виду, что заклинивание механизма обычно имеет место только на фазе подъема, соответствующей преодолению полезных сопротивлений, силы инерции толкателя и силы пружины, т. е. когда преодолевается некоторая приведенная сила сопротивления F (рис. 26.18). На фазе опускания обычно явление заклинивания не возникает. [c.530]

Определяем основные размеры механизма и е по допустимому значению дои =30 . [c.75]

Затем определяем размеры механизма [c.80]

Основная задача кинематического исследования кулачкового механизма заключается в определении перемещений, скоростей и ускорений ведомого звена по заданным размерам механизма, профилю кулачка и закону его движения. Решение этой задачи может быть выполнено графическим, графоаналитическим и аналитическим методами [c.236]

При определении силы реакции балки эпициклический механизм считать материальной точкой, сосредоточенной в середине балки (это приближение законно, если размеры механизма малы по сравнению с длиной балки). [c.160]

Основные геометрические размеры механизма с внешним зацеплением при заданном межосевом расстоянии а и числе пазов г определяются в соответствии с обозначениями на рис. 24.11 [c.280]

В варианте 6 ог центробежных сил разгружены опоры тихоходной ступени. Это имеет значение в весьма быстроходных приводах, когда угловая скорость и передаваемый момент тихоходного вала значительны. В этом варианте водило hj вращается со скоростью тихоходного вала. Но УИда Mhv и поэтому размеры механизма Л с основными звеньями значительно меньше, чем другого механизма А, а поэтому влияние центробежных сил в нем (в известном диапазоне исходных параметров) невелико. Помимо отмеченных достоинств, в отдельных случаях передачи, выполненные по схеме варианта 6, имеют конструктивные преимущества по сравнению с вариантами 4 и 5. [c.637]

Алгоритм синтеза, описываемый операторной функцией (7.11), позволяет определить размеры механизма, при которых выходное звено находится в трех определенных положениях, соответствующих положениям кривошипа. Однако положения звена 3 при других положениях входного звена при полученных размерах звеньев точно не фиксируются. [c.66]

Пусть заданы длина /3 коромысла четырехзвенника (рис. 7.10), угловые координаты Ф31 и фза двух крайних положений его.и коэффициент требуется определить остальные размеры механизма. Точки С1 и Са, соответствующие крайним положениям коромысла, определят положение точек В и В на линиях АС и АС для соот- [c.70]

Если в кривошипно-коромысловом механизме нужно обеспечить определенные положения шатуна, то размеры механизма определяют по задаваемым координатам его точек. Пусть два положения звена 2 (рис. 7.12) заданы координатами точек и С1, углом [c.73]

Для обеспечения точного воспроизведения заданных характеристик кулачкового механизма необходимо соблюсти также условие постоянного и однозначного контакта кулачка и ведомого звена. Указанные исходные условия создают определенные ограничения при выборе параметров механизма и профиля контактирующих элементов высшей кинематической пары Из всех возможных вариантов сочетания параметров необходимо выбрать такие, чтобы были обеспечены наименьшие габаритные размеры механизма. [c.172]

Установим связь между углом давления и геометрическими размерами механизма с толкателем. Аналитическое выражение передаточной функции определится из подобия треугольников, образованных векторами скорости va Va,, va,a, на плане скоростей (рис. 15.3) и АО,ЛВ на схеме механизма [c.172]

Угол между линией, параллельной оси ординат, проходящей через точку А, и линией АВ будет равен углу давления для данного положения кулачка. Выражая угол давления а через геометрические размеры механизма, с учетом зависимости (15.2) получим [c.173]

Примем допустимое значение угла давления ад в зависимости от материалов пары кулачок — толкатель и назначим угол р. Тогда основные размеры механизма определятся операторной функцией <15.6), которая для этого случая имеет вид [c.187]

Кинематические характеристики механизма необходимы не только для оценки качества синтеза схемы механизма, но и для решения задач, связанных с прочностным расчетом и конструированием его звеньев, оценки динамических свойств механизма. Например, для проведения силового расчета механизма необходимо определить силы инерции и сопротивления движению звеньев, для чего должны быть известны скорости и ускорения их. Для вписывания механизма в конструкцию машинного агрегата необходимо знать траекторию движения его звеньев и их положения, определяющие габаритные размеры механизма. Для многих механизмов траектории движения звеньев определяют форму корпусных деталей, являющихся наиболее материалоемкими в машинах (картеры двигателей внутреннего сгорания, корпуса насосов и турбин, головки элеваторов и т. п.). [c.188]

При известных профиле кулачка и основных размерах механизма необходимо определить функцию положения, скорости и ускорения выходного звена. Кинематический анализ кулачкового механизма рассмотрим на примере механизма с поступательно движущимся толкателем, минимальным радиусом и эксцентриситетом е (рис. 19.13, а]. Запишем уравнение, связывающее скорости точек профиля кулачка и толкателя (рис. 19.12, б), [c.240]

Пр и мер 15. Каковы должны быть размеры механизма, показанного на рис. 68, для того, чтобы при коэффициенте трения / = 0,6 между стенкой и ползунами А и В механизм был самотормозящимся [c.84]

Так как мощность механизма он-ределяется произведением силы, которую развивает движущаяся часть механизма (вал, шкив, шестерня и т. д.), на скорость, с которой эта часть движется, то для увеличения мощности нужно либо увеличивать эти силы, либо увеличивать скорости движения. Но увеличение сил всегда связано с увеличением размеров движущихся частей. Например, чтобы вал при наибольших допустимых деформациях развивал большие силы, нужно взять больший диаметр вала. Поэтому при данной скорости увеличение мощности механизма всегда связано с увеличением его размеров. Не увеличивая размеров механизма, можно повысить его мощность, увеличивая скорость движущихся частей. При одних и тех же размерах быстроходный механизм всегда мощнее тихоходного при одинаковых мощностях быстроходный механизм компактнее тихоходного. [c.159]

Подходящий тип механизма конструктор выбирает исходя из конкретного вида функциональной зависимости у (1) = х (/)), величины мощности, которая должна одновременно с преобразованием движения передаваться механизмом, допускаемых размеров механизма и т. п. Выбор типа механизма в данном случае и есть пример его структурного синтеза, проводимого исходя из анализа использования различного рода структур. [c.149]

Если основные размеры механизма известны, задачу проектирования центрового профиля цилиндрического кулачка решают по его развертке методом обращения движения. [c.82]

Аналитический метод исследования основывается на установлении связи между известными размерами механизма и профилем кулачка г (а) и законом движения ведомого звена 5 (ф) или Р (ф). При решении данной задачи используют условия замкнутости контура, подробно рассмотренные в гл. 1 и 2. [c.89]

Кулачки (рис. 5.2) вращаются с постоянными угловыми скоростями сОк = 20 С . Основные размеры механизма (рис. 5.2, а) р- -Гр=Зе и Гр = 0,5е н механизма (рис. 5.2, б) р = Зе, где е = 50 мм. Для заданных положений кулачковых механизмов определить линейные скорости и ускорения толкателей двумя методами 1) методом непосредственного построения планов скоростей и ускорений по действительной схеме механизма 2) методом построения планов скоростей и ускорений по схеме [c.93]

Кулачки (рис. 5.3) вращаются с постоянными угловыми скоростями (Ок = 20 с- Основные размеры механизма (рис. 5.3, а) [c.93]

Произвести графическим методом силовой расчет кулачкового механизма (рис. 10.15, д), имеющего поступательно движущийся роликовый толкатель (fj,, = 0,001 м/мм). Определить действительные реакции в кинематических парах И приведенный момент на валу О. Кулачок вращается с постоянной угловой скоростью o3i= 100 с против часовой стрелки. Основные размеры механизма I = 66 мм Ь = 45 мм у = 28,3 мм d = 10 мм Гр 11 мм [c.156]

Соосное расположение колес позволяет сократить размеры механизма. При этом для нормальной работы и сборки передачи необходимо обеспечить условие соосности колес —сумма радиусов всех пар колес, находящихся в зацеплении, должна быть одинаковая а = Г2 + Г1 = Гз 4- Г2 = Г4 + Гз или а — Шг (22 + Z ) — [c.55]

Для кулачковых механизмов с толкателем-коромыслом (рис. 15.1, б) положение центра вращения кулачка О и размеры R и L находятся путем графического решения уравнения (15.7). По заданным 5 ,ах (или а ,ах). /. к> Фу. Фп и закону движения коромысла 5 = / (/) и = f (t) при показанном на рис. 15.8 направлении со фазу удаления вычерчиваем слева, а фазу приближения — справа от дуги AqA , соединяющей крайние положения острия (или центра ролика) коромысла. При этом соответствующие размеры механизма и отрезки, изображающие отношение [c.233]

Задание на разработку механизма содержит следующие исходные данные а) функциональное назначение механизма б) место установки и условия эксплуатации в) габаритные размеры механизма и способ его соединения с прибором г) взаимное расположе- [c.401]

На рис. 28.8 показаны два варианта компоновочных схем механизма с параллельным (а и б) и с соосным (в и г) расположением валиков шкал ШГО и ШТО. Из. рисунка видно, что второй вариант удовлетворяет требования к габаритным размерам механизма и создает больше удобств оператору для снятия отсчета с соосных шкал. [c.410]

Определение функций положений необходимо также для установления предельных конфигураций механизмов и машин в рабочем состоянии, а также для определения их габаритных размеров в трех измерениях. Эта информация необходима для правильного и безопасного расположения оборудования в производственных помещениях в соответствии с реализуемыми технологическими процессами. Для обеспечения техники безопасности нужно знать наибольшие предельные размеры механизмов и машин, а для удобства доставки их к месту монтажа — наименьшие предельные размеры. [c.45]

Этапы синтеза кулачковых механизмов. Первый этап синтеза состоит в определении основных размеров механизма (минимальный радиус-вектор кулачка, длина коромысла и т. п.), а второй — в определении элемента высшей пары на кулачке (профиль плоского кулачка или сопряженная поверхность пространственного кулачка) по заданной зависимости между перемещениями входного и выходного звеньев. На рис. 118 показана типичная для машин-автоматов зависимость между перемещением толкателя з и углом поворота кулачка ф. В соответствии с видом графика з( ф) участок на угле ф называется фазой подъема, а на угле фо — фазой опускания. Между ними могут быть фазы выстоя фп.в — верхний ВЫСТОЙ, ф .в — нижний выстой. [c.216]

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 проектировании кулачковых механизмов необходимо удовлетворить различные требования минимума габаритных размеров контактных напряжений и потерь на трение, исключения возможности заклинивания при работе и др. Для снижения материалоемкости обычно стремятся к уменьшению габаритных размеров. Так как угол давления определяется направлениями вектора скорости выходного звена и нормали к профилю кулачка, то, следовательно, выбор геометрических размеров механизма определяет и его эксплуатационные свойства Для всего диапазона изменения передаточной функции необходимо обеспечить значение угла давления, M Hbuiee минимально допустимого ссд Размеры, полученные из условия обеспечения требуемых качественных характеристик и определяющие габаритные размеры механизма, называют основными. [c.172]

Если закон движения толкателя задан графически (рис. 15.13, а) и даны основные размеры механизма — г , и е, то профиль кулачка может быть построен графическим способом. Из центра 61 (рис. 15.13, б) вращения кулачка проводим окружности радиусами Го и е и произвольно выбираем на окружности радиуса Гд точку начала движения толкателя. Начальное положение оси толкателя определяется касательной, проведенной из точки Лц к окружности радиуса е, начальное положение теоретического профиля зафиксируем радиусом ОхЛо. Для построения точки Л профиля от радиуса ОхЛ отложим угол поворота кулачка фи- в направлении, противоположном его вращению, и получим точку В,-. На продолжении радиуса ОхВ, отложим перемещение 52м соответствующее ф1,, и получим точку Л, контакта острия толкателя с профилем кулачка. Последовательно соединяя точки Л,, полученные при изменении фк до фх = 2я, получим теоретический профиль кулачка. Действительный профиль кулачка для механизма толкателя с роликом получим как огибающую окружностей радиусом Гр с центрами, расположенными на теоретическом профиле. [c.180]

Обратим внимание на следуюшее. Соотношение между угловым перемещением кривошипа и линейным перемещением ползуна можно определить не только методами кинематики, но и аналитическим путем. Координаты ползуна являются функцией геометрических размеров механизма и угла ф между кривошипом ОА и осью Ох. [c.148]

Исходными данными для силового расчета мальтийского механизма являются статический момент (нагрузка) на валу креста Ж2ст(Н-мм), приведенный к валу креста момент инерции масс звеньев, связанных с этим валом, У2 (Н-мм-с ), схема и размеры механизма, кинематические характеристики механизма. [c.248]

Другое направление развития теории кулачковых механизмов связано с исследованиями, направленными на иовьиисние износостойкости профиля кулачка за счет такого выбора профиля кулачка и основных размеров механизма, при которых уменьшаются контактные наиряжения на поверхности кулачка. [c.231]

Анализ выведенных выше зависимостей показывает, что угол заклинивания и максимальное его значение ута зависят от ряда параметров от размеров механизма (/ или L), от закона движения (Л и б) и от структуры интервала (и). Чем больше радиус г, базовой окружности профиля или межцентровое расстояние L в механизме с качающейся штангой, тем меньше утах. В свою очередь с увеличением г, или L увеличиваются размеры профиля и габариты механизма. [c.183]

На рис. 136,6 приведены аналогичные построения для определения г, в механизме с эксцентрично расположенной штангой в соответствии с формулой (4,67). Из построения видно, что при одном и том же значении /утах радиус г, и размеры механизма уменьшаются при расположении эксцентриситета влево от оси кулачка Таким же построением можно определить г, [c.184]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...