Составители:
Рубрика:
39
Из соотношения работ δ
F
F=δ
P
Pη получим, что К
P
= η/Кδ, где: δ
F
,
δ
P
― перемещение соответственно губок и штока цилиндра; η ― КПД
механизма; Кδ =δ
F
/δ
P
― кинематическое передаточное отношение.
Для получения выражения силового передаточного отношения
проведем силовой анализ механизма. Рассмотрим схемы сил и моментов,
действующих на ведущее звено механизма при зажиме детали
(см. рис. 2.6.1.1).
Моменты сил трения в шарнирах:
;2
2
,
2
2222
CXCYCBXBY
RR
tgd
MRR
tgd
+
⋅
=+
⋅
=Μ
Β
ρ
ρ
(2.6.1.1)
где: d ― диаметр осей шарниров; р ― угол трения. Для применяемых на
практике размеров звеньев и углов можно принять:
.
2
;
2
CYCBYB
R
tgd
MR
tgd
M ⋅
⋅
=⋅
⋅
=
ρ
ρ
(2.6.1.2)
Из условий равновесия звена ВС:
αρ
3
3
2 ltgd
l
P
R
BY
+⋅
⋅=
; (2.6.1.3)
где: α ― угол между вертикалью и звеном ЕС при закрытом ЗУ.
Из условий равновесия звена BD:
2
1
2
2 l
tgdl
F
R
BY
ρ
⋅
+
⋅=
. (2.6.1.4)
Из соотношения работ δF F=δP Pη получим, что КP = η/Кδ, где: δF, δP ― перемещение соответственно губок и штока цилиндра; η ― КПД механизма; Кδ =δF/δP ― кинематическое передаточное отношение. Для получения выражения силового передаточного отношения проведем силовой анализ механизма. Рассмотрим схемы сил и моментов, действующих на ведущее звено механизма при зажиме детали (см. рис. 2.6.1.1). Моменты сил трения в шарнирах: d ⋅ tgρ 2 d ⋅ tgρ 2 ΜΒ = RBY + RBX 2 , MC = RCY + R2CX 2 ; (2.6.1.1) 2 2 где: d ― диаметр осей шарниров; р ― угол трения. Для применяемых на практике размеров звеньев и углов можно принять: d ⋅ tgρ d ⋅ tgρ MB = ⋅ RBY ; M C = ⋅ RCY . (2.6.1.2) 2 2 Из условий равновесия звена ВС: P l3 RBY = ⋅ ; (2.6.1.3) 2 d ⋅ tgρ + l3α где: α ― угол между вертикалью и звеном ЕС при закрытом ЗУ. Из условий равновесия звена BD: F 2l1 + d ⋅ tgρ RBY = ⋅ . (2.6.1.4) 2 l2 39
Страницы
- « первая
- ‹ предыдущая
- …
- 37
- 38
- 39
- 40
- 41
- …
- следующая ›
- последняя »