Определение приведенной силы Р и приведенного момента

Из уравнений (18.6) и (18.7) также следует, что при заданных силах Д- и моментах М( определение приведенной силы Р и момента М не представляет значительных трудностей и может быть сделано, если для каждого исследуемого положения механизма будет построен план скоростей и отношения скоростей в уравнениях (18.6) и (18.7) будут выражены через соответствующие отрезки плана скоростей. [c.442]

Пользуясь понятием элементарной работы сил и моментов,. С(формулируем определение приведенной силы. Приведенной силой Япр называется такая сила, элементарная работа которой на перемещении ds точки приведения равна сумме элементарных работ приводимых сил Р и моментов на перемещениях dsi и d(p точек приложения этих сил [c.67]

Систему сил инерции звена АВ, приведенную к Р и можно заменить одной результирующей силой инерции равной = = —тас- Для определения линии действия результирующей Р на расстоянии h от точки С в точке D прикладываем две противоположно направленные силы, каждая из которых равна по величине и параллельна силе Р . Точка D выбирается с таким расчетом, чтобы момент пары сил Р , изображенных на фиг. 3. 4 пунктиром, был равен и противоположно направлен моменту сил инерции т. е. [c.73]

Часто для определения параметров движения машин достаточно их определение в предположении абсолютной жесткости звеньев. При этом пренебрегают внутренними силами и рассматривают движение машины как жесткой системы под действием лишь внешних сил. Пусть машинный агрегат уподоблен некоторому жесткому звену с приведенной массой т или приведенным моментом инерции 1 , к которому приложены силы Еда или пары сил Мд, движущих и полезных сопротивлений Ес или М . В качестве звена приведения удобно выбирать звено, совершающее одно из простейших движений — поступательное или вращательное, определяемые соответственно линейной координатой х или углом <р. [c.105]

В результате приведения внецентренной силы Р в точку С задача расчета группового соединения сводится к определению наиболее нагруженной заклепки от действия центральной силы Р (или ее осевых составляющих) и вращающего момента Т= РЬ [c.490]

Для упрощения чаще всего выбирают одно из звеньев механизма, образующего со стойкой (неподвижным звеном) кинематическую пару. Иногда вместо всего звена выбирают на нем только одну точку. К этому звену или к точке приводят массы всех звеньев и силы, к ним приложенные. Такое звено или точку называют звеном приведения или точкой приведения. Например, па фиг. 18 показан шестизвенный механизм, нагруженный силами Р% Рз, Р4 и парами сил с моментами Ми М5. Вместо того чтобы рассматривать непосредственно динамику этого механизма, можно воспользоваться простой эквивалентной системой (фиг. 19) и за звено приведения принять звено АВ (фиг. 19,6) или наметить на нем определенную точку приведения, в данном примере точку В (фиг. 19, а). Сразу видно, что система, показанная на фиг. 19, значительно проще первоначальной системы. [c.31]

Метод Н. Е. Жуковского является геометрической интерпретацией уравнений (18.6) и (18.7), позволяющей с исключительной простотой и изяществом определять приведенные силы и моменты. При динамическом исследовании механизмов обычно силы, действующие на механизм, приводятся раздельно. Так, отдельно определяют приведенную силу от производственных сопротивлений, далее, определяют приведенную силу от сил трения и от других. При приведении движущих сил обычно одновременно учитывают и силы тяжести, которые в зависимости от положения механизма увеличивают или уменьшают приведенную движущую силу. Раздельное определение приведенных сил позволяет лучше учесть влияние каждой из них на механизм. В частности, коэффициент полезного действия механизма может быть всегда определен через приведенные силы, если выбрать одну общую линию их действия. Так, если определены приведенная движущая сила Рд, приведенная сила производственных сопротивлений Р и приведенная сила трения Р , то коэффициент полезного действия У1 на основании уравнений (17.11) и (17.13) может быть представлен в виде [c.449]

И Жс = Л1с(<р) изменения приведенных момента Жд движущих сил и момента сил сопротивления в функции угла поворота <р звена приведения на участке соответствующем одному полному циклу. Так кзк момент инерции махового колеса неизвестен и подлежит определению, то диаграмма кинетической энергии Т=Т J ) не может быть построена. В самом деле, не имея данных об изменении моментов Жд и Же во время разгона механизма и не зная полной величины приведенного момента инерции меха- низма, мы не можем определить ту [c.502]

При определении момента инерции махового колеса с помощью уравнения кинетической энергии заданными являются коэффициент неравномерности 8 движения механизма и средняя угловая скорость ш р. Также задаются диаграммы приведенных движущих моментов и моментов сопротивления и диаграмма приведенного момента инерции в функции угла поворота ведущего звена. Необходимо подчеркнуть, что при расчете маховика с помощью диаграммы Г=Г(7 ) силы инерции не должны входить в диаграммы движущих сил и сил сопротивления. Диаграммы движущих моментов и моментов сил сопротивления даются только для времени установившегося движения. Следовательно, интегрирование разностей площадок между этими двумя кривыми так, как это было показано в 95, позволяет определить только изменение кинетической энергии механизма. Обозначим это изменение кинетической энергии через ДГ [см. равенство (20.17)]. Далее, так как нам [c.506]

Момент двигателя может быть определен по величине уравновешивающей силы или ее моменту. Под уравновешивающей силой понимается такая сила, приложенная к ведущему звену, момент которой относительно точки опоры равен по величине и противоположен по направлению приведенному М р. [c.32]

В самом деле, если обозначим через К сумму всех векторов то в силу определения полярного момента, с одной стороны, и по свойству дистрибутивности векторного произведения, с другой стороны, каков бы ни был центр приведения Р, [c.45]

Мы закончим этот параграф вопросом о рассеянии частиц в поле центральной силы. То обстоятельство, что это поле зачастую создается другой частицей, означает лишь то, что мы должны вместо массы свободной частицы всюду вводить приведенную массу. Изучая рассеяние частиц, интересуются не столько фактическим процессом рассеяния, происходящим тогда, когда рассеиваемая частица находится вблизи рассеивающей частицы, сколько конечным результатом процесса рассеяния. Иначе говоря, мы заинтересованы в таких величинах, как поперечник (или сечение) рассеяния, или же вероятность того, что рассеяние произойдет на некоторый определенный угол. Начальные условия задаются энергией и моментом импульса падающих (рассеиваемых) частиц. Пусть v будет скоростью налетающих частиц на бесконечности, и пусть прицельное расстояние, т. е. кратчайшее расстояние, на котором падающая частица прошла бы около рассеивающего центра, если бы он не изменял ее движения, будет равно р (см. рис. 6). Выражая энергию и момент импульса через о и р, [c.29]

Определение угловой частоты кривошипного вала затрудняется тем, что в баланс работы действующих сил входит работа переменной силы инерции, величина которой зависит от ускорения. Приближенное значение углового ускорения вала можно определить следующим образом [52]. Представим кинетическую энергию периодически движущихся деталей поршневого компрессора в виде суммы двух слагаемых постоянной части кинетической энергии То, т. е. энергии масс, вращающихся на коленчатом валу (ротор двигателя, маховик, массы коленчатого вала), и переменной части кинетической энергии Тф, зависящей от угла поворота кривошипа (р. Приведенный к валу кривошипа момент инерции масс кривошипного механизма /пр компрессора также представим в виде суммы постоянной части /о и переменной /ф [c.13]

Допускаемые нагрузки на обечайки с кольцами жесткости, работающими при воздействии иа них осевых растягивающих или сжимающих снл, поперечных сил или изгибающего момента, рассчитываются, как и для гладких цилиндрических обечаек, по формулам пп. 6.2.3—6.2.6 при 1ц = Ь. При определении приведенной расчетной длины 1 р по табл. 6.2 вместо I следует принимать общую длину L обечайки. [c.111]

Согласно определению математического ротора усилие Р является приведенной силой физического ротора согласно уравнению (64). Точкой приведения силы Р является точка Шток 5 имеет массу Шц,, которая также является приведенной для данного физического ротора. Вал ротора служит звеном приведения момента сил М . В плоскости перемещения грузов имеются две системы координат с началами в точках О и От. Точка О может быть выбрана произвольно на оси вращения (оси Оу), точка 0 является точкой приведения силы Р, лежит на оси Оу и является одновременно вершиной профиля 3. Согласно схеме рис. 42 на рис. 43 ордината точки приведения силы Р в системе хОу обозначена Ь и изменяется от до Следовательно, координаты точки Ох в начальном положении в координатной системе хОу (О Ьх) оси х обеих систем параллельны. Обе системы вращаются вместе с ротором. Ротор имеет приведенный момент инерции, определяемый форл улой (62). Под моментом инерции У понимается некоторая постоянная величина, равная моменту инерции покоя изучаемого физического ротора. МомеНт инерции Д/ из формулы (62) может быть найден из анализа рис. 43. Любой элементарный механизм ротора имеет общий центр масс активных подвижных звеньев, перемещение которого, а также перемещение активных подвижных звеньев относительно этого центра определяет величину ДУ. В математическом роторе (см. рис. 43) активные звенья каждого элементарного механизма заменены одним центробежным грузом 1 (следовательно, число грузов в математическом роторе равно числу элементарных механизмов в роторе данного физического толкателя). Для такой замены необходимо, чтобы кинетическая энергия груза 1 в каждый момент времени равнялась кинетической энергии этих звеньев. Согласно теореме Кенига кинетическая энергия последних равна кинетической энергии массы, сосредоточенной в центре масс элементарного механизма, и сумме кинетических энергий всех материальных точек активных подвижных звеньев в движении относительно центра масс. Кинетическая энергия каждого центробежного груза (см. рис. 43) в его движении относительно корпуса 7 [c.119]

Выберем в качестве центра приведения сил T fids главный полюс секториальных характеристик Р. Но для главного полюса (см. 10.3), по определению, == 0. J щр— О и перерезывающие силы Qx, Qy, происходящие от Тщ, равны нулю. Внутренний момент от напряжений относительно полюса Р [c.328]

Из самого определения внутренних сил и из принципа равенства действия и противодействия вытекает замечательное свойство этих сил. Так как всякая внутренняя сила /, приложенная It какой-нибудь точке Р системы/ представляет собой действие другой точки Q той же самой системы, то по принципу равенства действия и противодействия существует сила—/, представляющая собой действие точки Р на точку Q и поэ ому тоже внутренняя. (1тсюда вытекает, что внутреннне силы, рассматриваемые в их совокупности, попарно равны и прямо противоположны, так что мы приходим к следующей теореме во всякой материальной системе, находящейся под действием сил, внутренние силы по самой их природе таковы, что приложенные векторы, представляющие эти силы, составляют систему, эквивалентную нулю, или уравновешенную, т, е. систему, результирующий вектор и результирующий момент которой (относительно всякого центра приведения) равны нулю. [c.103]

Можно построить в центре А две уравновешивающиеся силы V тл V (рис, 6 , Тогда сила V оказывается приведенной к центру А, но при этом добавляется присоединенная пара в составе сил V, приложенной в точке <9, и к, приложенной в точке А. Момент этой присоединенной пары т р перпендикулярен к плоскости пары, т.е. к плоскости yz, причем с его конца к началу приложенная пара видна направленной против хода часовой стрелки, т.е. параллельно оси х, но в сторону, противоположную положительному направлению этой оси. По модулю т р = V ОА = = 20 Н м. Нетрудно заметить, что m p и/пл (Vo) (из первого варианта решения задачи) векторно равны, т.е. т р = гпа(Уо)- Лдя определения главного момента относительно центра А остается сложить то. и от р. т.е. ntji = Шо + n np + гпа (У), откуда находим значение Ша, полученное в первом варианте решения задачи. [c.258]

Покажем, что неравенства (18.34) и (18.39) выполняются при всех ( 0. При > О и достаточно малых эти нера-йгистна выполняются, как следует из (18.31). Допустим, иоиреки нашему утверждению, что существует такое (, что Ий промежутке времени О < / < / неравенства (18.34) и (18.39) нынолняются, а при 1 = 1 хотя бы одно из этих неравенств обращается в равенство. Но число Е мы выбрали меньше р, и 8 < , как следует из (18.38), поэтому в силу непрерывности функций т(/), 7) (0 (5=1, 2.....п—1) существует такое > /, что при О < / /5 будут выполняться неравенства (18.32), а тогда нз приведенных рассуждений следует, что при О будут выполнены и неравенства (18.34) и (18.39). Значит, эти неравенства будут выполнены и при t = Г, что противоречит определению этого момента. Полученное противоречие и доказывает, что неравенства (18.34) и (18.39) выполняются при всех [c.289]

При испытаниях стержней на устойчивость обычно реализуются именно те условия, которые приняты при установлении критерия потери устойчивости Шенли нагрузка, создаваемая испытательной машиной, непрерывно возрастает. Однако при Р= Р, прогиб первоначально прямого стержня равен нулю, фактически за момент потери устойчивости принимается момент, когда прогиб достигает некоторой достаточно большой величины, поэтому измеренная критическая сила будет находиться между Р и Р , притом ближе к Р . Для реальных материалов критические напряжения, определенные по приведен- ому и по касательному модулю, отличаются друг от друга мало, как это видно из графика на рис. 216. В то же время расчет по касательному модулю дает нижнюю границу для критического напряжения, поэтому его и нужно рекомендовать. [c.316]

После приведения внеиентренной силы Г б точку С задача расчета группового соединения сводится к определению наибатее нагруженной заклепки от действия центральной силы Р (или ее осевых составляющих) и вращающего момента Т = Р1 (рис. 25.17, о) I — расстояние от точки С до линии действия силы Р. [c.290]

Стандартный метод [4] экспериментального определения параметров То и р основан (рис. 6.1) на 1) вдавливании образца сферической формы, изготовленного из более твердого материала, в направлении нормали к поверхности плоского контробразца, изготовленного из менее твердого материала, с силой, вызывающей пластическую деформацию последнего 2) приведении образца во вращение относительно оси, направленной по нормали к поверхности контробразца 3) измерении моментов, развиваемых силами трения в контакте образца и контробразца, разгружении образцов и измерении размеров отпечатков на контробразце и 4) повторении испытаний при нагрузке на два порядка меньше. При этом считается, что фактическая поверхность контакта равна сферической контурной поверхности зоны вдавливания. [c.126]

К особым коническим соединениям относятся соединения конических концов волов по ГОСТ 12081—72 со стальными полу-муфтами, деталями подшипниковых узлов и т. д. Коническая р-ма выходного конца вала, имеющего, как правило, конусность 1 10, облегчая сборку—разборку соединения, позволяет регулировать натяг, для создания определенной величины которого требуется соответствующая осевая сила или контактное дaiвлeниe. Крутящий момент в таком соединении наружной конической поверхности с внутренней цилиндрической поверхностью передается либо при помощи щпонки, либо без нее (последнее целесообразно для тяжелонагруженных реверсивных передач). В обоих случаях для расчетов натягов принимается значение среднего диаметра конического конца вала и поэтому подбор посадок осуцдествляют по рекомендациям, приведенным в гл. 1. [c.135]

Для разъединителя вертикально-поворотного типа наружной установки, конструктивная схема которого аналогична схеме на рис. 2-4, определение силы, воспринимаемой звеньями механизма, производится по методике, приведенной выше для разъединителей внутренней установки. Однако разъединители наружной установки должны включаться и отключаться при гололеде. А это значительно увеличивает изгибающий момент, который должен выдерживать опорный изолятор при оперировании разъединителем. Дополнительная сила Рл. р. к (в ньюто- [c.87]

Все расчеты цельных станин проводятся на основе формул, приведенных в табл. 10 и 11 [4]. При пользовании таблицами необходимо учитывать знаки. Положительным направлением ординат эпюры моментов, перемещений, а также и расстояний, отсчитывае)Ушх от нейтральной оси сечения рамы, считается направление внутрь ее контура. В соответствии с этим записаны формулы для определения напряжений и сближения стоек. Для продольных деформаций положительным считается такое направление деформаций, при котором расстояние между противоположными элементами рамы увеличивается. Поперечная сила Q на участке считается положительной, если изгибающий момент на этом участке в направлении слева направо или шизу вверх возрастает. Эпюры по-аеречных и нормальных сил в табл. 10 и 11 изображены только от основной технологической нагрузки Р. [c.364]

При конструировании толкательных механизмов задается закон перемещения стержня и величина перемещения стержня для определенных моментов самый закон перемещения между заданными моментами предоставляется воле конструктора. Т. к. механизм фиг. 1 есть система с неполными связями (по инерции стержень может подскочить выше, чем требуется) и замыкается она силою тяжести стержня или давлением закаленной пружины, то очень важно знать ускорения если в период замедления при подъеме или в период ускорения при опускании стержня абсолютная величина j менее д-= =9,81 л/ск , то теоретически возможно замыкание механизма силою тяжести стержня практически необходимо считаться с силами трения стержня, иногда весьма трудно поддающимися расчету, как напр, трение в сальнике штока клапана. Поэтому надежнее замыкание пружиной, давление которой можно по желанию увеличивать или уменьшать. Если Р кг—давление пружины, т кг—приведенная к стержню масса всех частей механизма стержня, а наибольшее замедление или ускорение в вышеука- [c.364]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...