Модель механизма динамическая

В заключение укажем, что поскольку ни планы возможных скоростей, ни аналоги скоростей от закона движения механизма не зависят, то приведение масс, равно как и приведение сил, можно делать, и не зная закона его движения. Следовательно, решая динамическую задачу, вполне возможно (и нужно) сначала построить динамическую модель механизма, сделав приведение сил и масс, а затем уже находить закон ее движения. [c.153]

При изучении динамики механизмов с упругими звеньями обычно оперируют динамически эквивалентной моделью. Параметры динамической модели—это приведенные расчетные массы, моменты инерции, жесткости, коэффициенты сопротивления, приведенные силы и моменты сил. Приведенные параметры модели определяются по условиям их энергетической эквивалентности параметрам реальной системы. [c.442]

Если начальное звено совершает прямолинейное движение, то динамическая модель механизма представляет собой материальную точку В с массой Ши (приведенной массой), которая движется под действием силы Ра, называемой приведенной силой, так, что обобщенная координата 5 этой точки совпадает с обобщенной координа- [c.72]

В общем случае для построения динамической модели механизма за точку приведения, т. е. точку, в которой сосредоточивается приведенная масса, можно выбрать любую точку механизма. Поэтому приведенной массой механизма называют массу, которую надо сосредоточить в данной точке механизма (точке приведения), чтобы кинетическая энергия этой материальной точки равнялась кинетической энергии всех звеньев механизма. Соответственно приведенной силой называют силу, условно приложенную к точке [c.72]

Характеристики колебательных систем (амплитуды, частоты, силы) можно уменьшить до допускаемых пределов выбором параметров соответствующей динамической модели. Например, динамические нагрузки в кулачковых механизмах могут быть уменьшены за счет выбора профиля кулачка. Снизить уровень колебаний иногда удается применением демпферов — устройств для увеличения сил сопротивления, зависящих от скорости. Удачно применяются демпферы в системах, подверженных ударным воздействиям. Но нельзя утверждать, что во всех случаях демпфирование приводит к уменьшению колебаний. В тех случаях, когда выбором параметров системы или демпфированием не удается снизить уровень колебаний, применяют дополнительные устройства для защиты от вибраций — виброзащитные системы. [c.135]

В общем случае для построения динамической модели механизма за точку приведения, т. е. точку, в которой сосредоточивается приведенная масса, можно выбрать любую точку механизма. Поэтому приведенной массой механизма называют массу, которую надо сосредоточить в данной точке механизма (точке приведения), чтобы кинетическая энергия этой материальной точки равнялась сумме кинетических энергий всех звеньев механизма. Соответственно, приведенной силой называют силу, условно приложенную к точке приведения и определяемую из равенства элементарной работы этой силы элементарной работе сил и пар сил, действующих на звенья механизма. [c.141]

Для простейших динамических моделей механизмов с одной степенью свободы уравнения движения могут быть представлены в виде обыкновенных линейных дифференциальных уравнений с постоянными коэффициентами. При установлении ти повых уравнений ограничимся рассмотрением только тех уравнений движения, которые выражаются дифференциальными уравнениями не выше второго порядка относительно обобщенной координаты или первого порядка относительно обобщенной скорости, хотя в механизмах с приводом от электродвигателя и в механизмах с голономными связями порядок дифференциального уравнения движения механизма может быть выше второго ). Обобщенные силы считаем в общем случае зависящими от обобщенных координат, обобщенной скорости, времени и первой производной момента сил движущих или сил сопротивления по времени. [c.162]

Пример решения линейного уравнения движения механизма. Пусть динамическая модель механизма представлена в виде [c.168]

Колебания в механизмах с одним нелинейным упругим звеном. Продолжим рассмотрение динамики механизма, динамическая модель которого представлена на рис. 67, б, но теперь будем считать, что приведенная жесткость с есть нелинейная функция относительно перемещения q. Например, если вал двигателя соединен с ведомым валом через упругую муфту, то [c.240]

Характеристики колебательных систем (амплитуды, частоты, силы) могут быть уменьшены или ограничены допускаемыми пределами путем оптимального выбора параметров соответствующей динамической модели. Например, динамические нагрузки в кулачковых механизмах могут быть уменьшены за счет правильного выбора профиля кулачка. [c.334]

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МЕХАНИЗМОВ 41 [c.41]

Динамические модели механизмов [c.41]

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МЕХАНИЗМОВ 43 [c.43]

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МЕХАНИЗМОВ [c.45]

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МЕХАНИЗМОВ 47 [c.47]

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МЕХАНИЗМОВ 51 [c.51]

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МЕХАНИЗМОВ 53 [c.53]

Изложенный метод сведения нелинейной модели механизма к нестационарной линейной модели широко используется в работах И. И. Вульфсона [43, 44] для исследования динамических моделей, учитывающих податливость звеньев как передаточных, так и исполнительных механизмов. Другой способ линеаризации нелинейных моделей будет рассмотрен в 4. [c.54]

ДИНАМИЧЕСКИЕ МОДЕЛИ МЕХАНИЗМОВ 63 [c.63]

Рассмотрим теперь машинный агрегат с податливым передаточным механизмом, динамическая модель которого представлена на рис. 101. Дифференциальные уравнения для динамических [c.325]

В книге рассматриваются методы динамического расчета механизмов циклового действия (кулачковых, рычажных, мальтийских и т. п.) и их приводов при учете упругости звеньев. Освещаются вопросы, связанные с выбо]зом динамической модели механизма и ее математическим описанием. Наряду с линейными динамическими моделями с постоянными параметрами в книге существенное внимание уделяется задачам динамики механизмов, требующим рассмотрения колебательных систем с переменными параметрами и нелинейными элементами. При решении этих задач используются некоторые новые методы анализа и динамического синтеза механизмов. Изложение иллюстрируется инженерными оценками, примерами, расчетным и экспериментальным материалом. [c.2]

К классу I отнесем динамические модели механизмов, образованные последовательным соединением элементов. Для облегчения необходимых пояснений воспользуемся следующей символической записью, характеризующей структуру динамической модели или ее составного элемента [c.51]

Проиллюстрируем составление уравнений движения с помощью (2.20) и (2.21) на примере привода двух цикловых механизмов, динамическая модель Которого представлена на рис. 20. [c.64]

В предыдущих параграфах этой главы была освещена методика составления дифференциальных уравнений движения, являющихся математической моделью исследуемой динамической задачи. Приемы построения решений этих уравнений применительно к цикловым механизмам будут освещены в последующих главах. Однако следует иметь в виду, что не все полученные решения могут быть реализованы, так как среди них встречаются решения, отвечающие неустойчивым режимам. [c.72]

Собственные частоты и формы колебаний. Рассмотрим некоторые особенности расчета колебаний в многомассовых системах на примере динамической модели механизма, приведенной на рис. 35. [c.120]

Рис. 35. Динамическая модель механизма, у которого ведомая часть отображается двухмассовой колебательной системой (О—П—2)

Предварительные замечания. В инженерной практике нередки случаи, когда некоторые рабочие органы или промежуточные звенья механизмов оказываются достаточно массивными и в то же время обладают немалой податливостью. Так, во многих технологических машинах в качестве ведомых звеньев служат длинные валики, каландры и т. п. В этих случаях попытка отобразить механизм динамической моделью с конечным (но достаточно боль- [c.128]

Рис. 37. Динамическая модель механизма, ведомое звено которого отображается подсистемой с распределенными параметрами

Выше при динамическом расчете цикловых механизмов мы принимали, что угловая скорость ведущего звена со является постоянной. Теперь рассмотрим некоторые коррективы, связанные с учетом неравномерности вращения. В гл. 1 мы уже останавливались на предпосылках, позволяющих при этом базироваться на сравнительно простых динамических моделях, включающих динамическую характеристику электродвигателя. Последняя в упрощенной форме может быть описана для асинхронных электродвигателей и двигателей постоянного тока в установившихся режимах работы следующим дифференциальным уравнением [12, 13] [c.134]

Наиболее простой динамической моделью механнз.ма является модель, оспованная tia допундеини о том, что звенья являются абсолютно жестки.мн (не деформируются), отсутствуют зазоры в кинематических парах п погрешности изготовления. Учет упругих свойств звеньев ири составлении динамических моделей механизмов дает возможность решать более широкий круг задач динамики, которые связаны с созданием современных высокоскоростных машин и механизмов. [c.119]

Выберем в качестве начального звена исследуемого механизма коленчатый вал ДВС, т. е. звено / (рис. 4.6, а). К условному звену (рис. 4.6, б) предъявим такое требование пусть его момент инерции J"] и момент MV , которым оно нагружено, будут такими, что закон движения условного звена получится полностью совпадающим с законом движения начального звена /. Это значит, что условное звено окажется своеобразной динамической моделью механизма, А отсюда следует, что если определить закон движения ЭГОН простой модели (рис. 4.6,6), то автоматически станет известным искомый закон движения начального звена заданног о механизма, т. е. будет справедливым для любого момента времени уравнение [c.144]

При выборе динамической модели механизма, которая отражала бы влияние упругости звеньев реального механизма, стремятся учесть инерционные свойства механизма в форме конечного числа приведенных масс, которые соединены безынерционными геометрическими, кинематическими или упругодиссипативными связями. На рис. 17.17 показаны две динамические модели трехмассная (рис. 17.17,6) и одномассная (рис. 17.17,й), отличаюи иеся уровнем идеализации рассматриваемого механизма. [c.473]

Перейдем к объяснению механизма адрон-адронной динамики на основе кварк-партонной модели. Партонные динамические свойства адронов наиболее отчетливо проявляются при больших быстротах столкновения, когда [c.381]

Динамической расчетной моделью механизма, машины или прибора называют условное изображение их жестких звеньев, упрзтих и диссипативных связей, для которых соответственно указывают приведенные массы и моменты инерции, параметры упругости (или жесткости) и параметры диссипации (рассеяния) энергии, а также скорости движения или передаточные функции. В качестве примера на рис. 1.3 приведена простейшая расчетная динамическая модель машины, звенья которой и соединены упругодиссипативной связью, определяемой параметром упругости связи с при относительном кручении дисков и /3 и параметром / диссипации энергии в этой связи. Обозначения 1 и 2 одновременно отображают моменты инерции звеньев. Для выполнения расчетов по этой схеме путем составления дифференциальных уравнений вращательного движения должны быть указаны числовые значения названных параметров, а также даны моменты Мдв и движущих сил и сил сопротивления, приложенных соответственно к входному и выходному звеньям с угловыми перемещениями ф, и ф2. При этом моменты Л/да и могут быть заданы как функции обобщенных координат ф,, обобщенных скоростей ф и обобщенных ускорений ф i = 1,2). Пусть, например, = = Мд (ф,) и Ме = М,,(ф2). При этом математическая модель для приведенной динамической модели отобразится системой [c.14]

Пусть, например, начальное звено механизма совершает вращательное движение. Тогда уравнение движения механизма (9.1) можно заменить тождественным ему уравнением движения одного вращающегося звена, называемого звеном приведения (рис. 35, а). Момент инерции этого звена относительно оси вращения обозначим через /п и назовем приведенным моментом инерции. Примем также, что на звено приведения действует пара сил с моментом Л п, который называется приведенным моментом сил. Полученная расчетная схема называется одномассной динамической моделью механизма. Покажем, что всегда можно определить такие величины /п и Мп, при которых уравнение движения звена приведения окалгет-ся тождественным уравнению движения механизма и, следовательно, обобщенная координата звена приведения будет совпадать с обобщенной координатой механизма в любой момент времени. [c.70]

Линейным упругим звеном назовем звено с постоянным приведенным коэффициентом жесткости. На рис. 47, а показана динамическая модель механизма в виде двух вращающихся звеньев с приведенными моментами инерции /д и в, между которыми помещена линейное упругое звено с приведенным коэффициентохМ жесткости Си. За обобщенные координаты примем угол поворота левога конца упругого звена фд, равный углу поворота ротора двигателя,, и угол поворота правого конца фп. Если считать, что к левому концу приложен движущий момент Мд,, а к правому — приведенный момент Ми, то при постоянных 1д и /п уравнения движения имеют следующий вид [c.112]

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]

Исли начальное звено совершает прямолинейно-поступательное движение, то динамическая модель механизма представляет собой материальную точку В с массой т приведенной массой), которая движется под действием силы называемом приведенной силой, так, что обобщенная координата s ЭТ0Г1 течки совпадает с обобщенной координатой механизма в любоП момент времени (рис. 49,6). Формулы для определения приьс-денной силы и приведенной массы имеют вид, аналогичный фср-мулам (7.6) и (7.8) [c.141]

Наг.ример, для механизма, динамическая модель которого показана на рис. 51, уравнение движения при переменной ве-чичин-егсилызависящей от времени/, имеет вид [c.177]

Рассмотрим, например, зубчатый механизм, составленный из двух пар зубчатых колес и передающий движение от вала двигателя Д к валу машины М (рис. 67, а). К звену I приложен движущий момент Мд, а к авену 3 приведенный момент сил сопротивления Мс. Динамическая модель механизма, считая звеном приведения звено /, может быть представлена в виде двух масс с приведенными моментами инерции /д и /п, где /д [c.235]

Вместе с тем многие задачи динамики современных быстроходных машин требуют обращения к более сложным динамическим моделям механизма, учитывающим деформации его звеньев, паличие зазоров в кинематических парах и т. п. В таких моделях число обобщенных координат, определяющих положение всех материальных точек модели, т. е. число степеней свободы, оказывается большим, чем число степеней подвижности. Вводятся додолпительные обобщенные координаты 0i,. .., 0 , отражающие величины деформаций звеньев, в силу чего функции положе-дшя механизма принимают следующий вид [c.12]

Рассмотрим сначала динамические модели механизмов с линейными функциями положения и линейными характеристиками упругих звеньев. С некоторыми их особенностями познакомимся на примере системы, схема которой показана на рис. 19. Здесь вращающееся выходное звено (ротор) двигателя Д и вращающееся исполнительное звено мапшпы М соединены передаточным механизмом, состоящим из зубчатых колес 1—4, образующих двухступенчатый редуктор. Пусть — передаточное отношение первой пары колес, г и — общее передаточное отношение редуктора. Моменты инерции звеньев относительно их собственных осей вращения обозначим соответственно через /д, Л,. .., Л, При [c.41]

Вернемся теперь к модели механизма, показанного на рис. 19. Характерная ее особенность заключается в тод1, что одна из ее собственных частот равна нулю. В этом нетрудно убедиться, составив соответствующее частотное уравнение. Физический смысл существования нулевой частоты заключается в том, что рассматриваемая система имеет одну циклическую координату эквивалентная система, показанная на рис. 21, может вращаться как твердое тело. Годографы динамических податливостей системы отличаются тем, что при ш = О изображающая точка выходит из бесконечно удаленной точки вещественной отрицательной полуоси (на рис. 22 эта часть годографа показана пунктиром). [c.49]

Способ определения коэффициентов квадратичной формы поясним на примере (рис. 19). Рассматривается динамическая модель механизма, состоящего из двух валов, соединенных зубчатой передачей. На схеме приведены абсолютные значения углов поворота в соответствующих сечениях ф у, моменты инерции У,у, движущий момент Мц и момент сопротивления тИгг- Как ул е отмечалось, для зубчатой передачи функция положения ведомого звена линейна, а первая передаточная функция П равна передаточному отношению i21- Определение коэффициентов квадратичной формь складывается из следующих этапов. [c.57]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...