Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Силовой расчёт рычажного механизма

Силовой расчёт рычажного механизма

Содержание


1 Проектирование схемы, структурное и кинематическое исследование рычажного механизма

2 Проектирование неравносмещенной эвольвентной зубчатой передачи и анализ зубчатого механизма

3 Силовой расчет рычажного механизма

4 Расчет маховика

Литература

1. Проектирование схемы, структурное и кинематическое исследование рычажного механизма


Вариант 20


Исходные данные

lOA = 0,2; lAB = 0,6; lСD = 0,2; lВC = 0,5;

w1 = 60π с-1; YС = -0,45 lDЕ = 0,7; XС = -0,22

XЕ = -0,7


Требуется выполнить:

провести структурный анализ механизма;

для восьми равноотстоящих (через 45°) положений ведущего звена построить положения остальных звеньев;

для каждого положения плана механизма построить план скоростей, а для двух положений – план ускорений;

вычислить линейные скорости и ускорения звеньев механизма.

Результаты вычислений свести в таблицы;

на планах механизма нанести направления угловых скоростей и ускорений соответствующих звеньев;

1 Структурный анализ механизма


Определяем степень подвижности. Так как механизм плоский, то применяем формулу П.Л. Чебышева


W = 3n – 2P5 – P4,


где n – число подвижных звеньев;

Р4, Р5 – число кинематических пар соответственно четвертого и пятого классов.

n = 5;

P5: O, A, B, C, D,.Е45, Е56;

P4 – нет.

W = 3·5 – 2·7 – 0 = 1.

Это значит, что данная кинематическая цепь является механизмом, в котором достаточно иметь одно ведущее звено.

Для определения класса механизма разбиваем его на структурные группы, у каждой из которых определяем класс, порядок и вид.


Силовой расчёт рычажного механизмаСиловой расчёт рычажного механизмаСиловой расчёт рычажного механизма В

Силовой расчёт рычажного механизма А

Силовой расчёт рычажного механизмаСиловой расчёт рычажного механизмаЕ С

Силовой расчёт рычажного механизма

Д

II, 2п, 2в. II, 2п, 1в.

Силовой расчёт рычажного механизма


Силовой расчёт рычажного механизма О

Ι

Формула строения механизма имеет вид


I (6,1) ® II (2,3) ® II (4,5).


В целом механизм второго класса. Все механизмы второго класса исследуются методом планов.


1.1 Построение плана механизма


Определяем масштаб для построения плана механизма


ml = lOA/OA,

ml = 0,2/20 = 0,01 м/мм.


В принятом масштабе выражаем все остальные геометрические параметры и звенья механизма.


АВ = lAВ/ml = 60 мм, ВС = 50 мм, DЕ = 70 мм, СD = 20 мм,

YС = 45 мм, XС = 22 мм. XЕ = 70 мм.


1.2 Построение планов скоростей механизма


Построение начинаем с определения линейной скорости точки А, принадлежащей ведущему звену ОА.


VA = w1·lOA = 60∙3,14·0,2 = 37,68 м/с.


Направление скорости точки А определится из векторного уравнения


VA = VO + VAO, VAO^OA.

Длина отрезка принимается из условия получения «удобного» масштаба mV.


mV = VA/Pа = 37,68/62,8 = 0,6 (м/с)/мм.


Далее строим план скоростей для структурной группы, состоящей из звеньев 2, 3 по уравнению


VB = VA + VBA, VB = Vс + VBС,


где VBA – вектор относительной скорости точки В относительно точки А, направлен перпендикулярно АВ;

VBС – вектор относительной скорости точки В относительно точки С, направлен перпендикулярно ВС;

Проводим из полюса линию перпендикулярную ВС, а из точки а – линию, перпендикулярную звену АВ. В пересечении этих линий найдется точка в.

Скорость точки D определяем по теореме подобия из соотношения


ВС/СD = Pb/Pd => Pd = Pb·CD/BC = 43·20/50 = 17,2 мм.


Скорость т. Е определяем по уравнению:


VЕ =VD+VЕD,


где VЕD – вектор относительной скорости точки Е относительно точки D, направлен перпендикулярно DЕ;

VЕ - вектор абсолютной скорости точки Е, направлен параллельно оси х.

Из плана скоростей определяем линейные скорости точек:

VB = Pb·mV = 43 · 0,6 = 25,8 м/с; VBA = ab·mV = 54 · 0,6 = 32,4 м/с;

V ЕD = еd·mV = 10 · 0,6 = 6 м/с; VЕ = Pе ·mV = 19 · 0,6 = 11,4 м/с;

V D = Рd·mV = 17 · 0,6 = 10,2 м/с;


и угловые скорости звеньев


w2 = VBA/lAB = 32,4/0,6 = 54 с-1 , w3 = Vb/lВС = 25,8/0,5 = 51,6 с-1

w4 = VЕD/lDЕ = 6/0,7 = 8,6 с-1 ,


Полученные значения сводим в табл. 1.


Таблица 1 - Значения линейных скоростей точек и угловых скоростей звеньев механизма

Параметр Размер-ность Номера положений


1 2 3 4 5 6 7 8
VB м/с 25,8 7,8 13,8 51,6 58,8 12,6 38,4 39
VBA м/с 32,4 39,6 27,6 21 75,6 27 3 19,8
м/с 11,4 3 6,6 22,8 24 4,8 15,6 17,4
VЕД м/с 6 1,2 2,4 13,8 27 6 16,2 12,6
м/с 10,2 3 6 20,4 23,4 4,8 15,6 15
w2 с-1 54 66 46 35 126 45 5 33
w3 с-1 51,6 15,6 27,6 103,2 117,6 25,2 76,8 78
w4 с-1 8,6 1,7 3,4 19,7 38,6 8,6 23,1 18

Направление угловой скорости звена определится, если вектор относительной скорости двух его точек мысленно перенести с плана скоростей на план механизма в точку, стоящую в индексе при скорости на первом месте.

Наносим направления угловых скоростей звеньев на план механизма.

1.3 Построение планов ускорений


Ускорение точки А определяем из векторного уравнения


аА = аО + аАОn + аАОt,


где аО – абсолютное ускорение точки О, м/сІ, аО = 0, т.к. точка О неподвижна;

аАОn – нормальное ускорение точки А относительно точки О, направлено вдоль звена к центру вращения,


аАОn = w1І·lOA = (60∙3,14)2·0,2 = 7098,9 м/сІ


где аАОt - касательное ускорение точки А относительно точки О, аАОt = 0, т.к. w1 = const.

Определяем масштаб плана ускорений


mА = аА/pа = 7098,9/39,44 = 180 (м/сІ)/мм,


Для определения ускорения точки В составляем векторное уравнение


аВ = аА + аВАn + аВАt, аВ = аС + аВСn + аВСt,


где аВАn – нормальное ускорение точки В относительно точки А, направлено вдоль звена АВ к точке А, как центру вращения,


аВАn = w22·lАВ = 542·0,6 = 1749,6 м/с2;


аВСn – нормальное ускорение точки В относительно точки С, направлено вдоль звена ВС к точке С, как центру вращения,

аВСn = w32·lВС = 51,62·0,5 = 1331,3 м/с2;


аВАt - касательное ускорение точки В относительно точки А, направлено перпендикулярно нормальному ускорению;

аВСt - касательное ускорение точки В относительно точки С, направлено перпендикулярно нормальному ускорению;


аnВА= аВАn/mА = 1749,6/180 = 9,6 мм. аnВС = аВСn/mА= 1331,3/6,4 = 7,4 мм.


Ускорение точки D определяем по теореме подобия из соотношения


ВС/СD = πb/πd => πd= πb·CD/BC = 22·20/50 = 8,8 мм.


Ускорение т.Е определяем по уравнению:


аЕ = аД + аЕД n + аЕДt


где аЕДn – нормальное ускорение точки Е относительно точки Д, направлено вдоль звена ДЕ к точке Д, как центру вращения,


аЕДn = w42·lДЕ = 8,62·0,7 = 51,7 м/с2;


аЕДt - касательное ускорение точки Е относительно точки Д, направлено перпендикулярно нормальному ускорению


дnЕД = аЕДn/mА = 51,7/180 = 0,29 мм.

Из плана ускорений определяем величины абсолютных ускорений точек и касательных составляющих, которые необходимы для определения угловых ускорений звеньев.


аВ = pb·mА = 22·180 = 3960 м/с2 аД = pd·mА = 9·180 = 1620 м/с2;

aBAt = nBAb·mА = 15·180 = 2700 м/с2; aЕДt = дnЕД·mА = 8·180 = 1440 м/с2;

аЕ = pе·mА = 8·180 = 1440 м/с2 aBСt = nBСb·mА = 21·180 = 3780 м/с2


Определяем угловые ускорения звеньев 2,3 и 4.


e2 = aBAt/lAB = 2700/0,6 = 4500 c-2; e3 = aBCt/lBC = 3780/0,5 = 7560 с-2 ;

e4 = aДЕt/lДЕ = 1440/0,7 = 2057,1 с-2 ;


Для определения направления углового ускорения звена необходимо вектор касательного ускорения мысленно с плана ускорений перенести параллельно самому себе на план механизма в точку, стоящую в индексе при аt на первом месте.

Результаты вычислений заносим в табл. 2.

Аналогично ведем построение планов скоростей и ускорений и их вычисления для всех остальных положений планов механизма.


Таблица 2

Значения линейных ускорений точек и угловых ускорений звеньев механизма

Параметр Размер-ность Номера положений


1 2
аB м/с2 3960 4500
аτBA м/с2 2700 360
аЕ м/с2 1440 1980
аτЕД м/с2 1440 540
аД м/с2 1620 1980
аτBС м/с2 3780 4500
ε2 с-2 4500 600
ε3 с-2 7560 9000
ε4 с-2 2057,1 771,4

2 Проектирование неравносмещенной эвольвентной зубчатой передачи и анализ зубчатого механизма.


2.1 Проектирование зубчатой передачи


Исходные данные:

z1 = 15 ; z2 = 26 ; m = 10 .

Требуется:

рассчитать геометрические параметры неравносмещенной эвольвентной зубчатой передачи внешнего зацепления из условия отсутствия подрезания;

построить картину зацепления с изображением на ней теоретической и практической линий зацепления, рабочих участков профилей зубьев, дуг зацепления и сопряженных точек;

рассчитать и построить графики удельных скольжений зубьев;

- дать письменный анализ диаграммы скольжения зубьев и определить коэффициент перекрытия передачи.

Для устранения подрезания ножки зуба малого колеса необходимо сделать смещение инструмента в положительную сторону на определенную величину, которое характеризуется коэффициентом смещения.

Подсчитываем передаточное число


U12 = z2/z1 = 1.73 .


По таблицам В.Н. Кудрявцева согласно чисел зубьев колес находим коэффициент относительного смещения х1 = 0.848 и х2 = 0.440.

Определяем инволюту угла зацепления


invaw = (2Ч(x1+x2)Чtga/z1+z2) + inva ,

где a = 20о – стандартный угол зацепления.

По значению invaw из таблиц эвольвентной функции определяем угол зацепления проектируемой передачи aw = 26.5о.

Определяем межцентровое расстояние передачи


Аw = m(z1+z2)cosa/2Чcosaw = 215.25 мм .


Определяем радиусы :

начальных окружностей


rw1 = Aw/U12+1 = 78.25 мм,

rw2 = Aw·U12/U12+1 = 136.4 мм;


делительных окружностей


r1 = mz1/2 = 75 мм, r2 = mz2/2 = 130 мм ;


основных окружностей


rb1 = r1Чcosa = 70.5 мм ,

rb2 = r2Чcosa = 122.16 мм ;


окружностей вершин зубьев


ra1 = r1+m (x1+ ha - Dy) = 91.58 мм ,

ra2 = r2+m (x2+ ha - Dy) = 142.5 мм ;


где ha = 1 коэффициент высоты головки зуба ;

Dy = 0.19 – коэффициент уравнительного смещения;

окружностей впадин зубьев


rf1 = r1 + m (x1 - hf - С ) = 70.98 мм ,

rf2 = r2 + m (x2 - hf - С ) = 121.9 мм ;


где hf = 1 – коэффициент высоты ножки зуба ,

С = 0.25 – коэффициент радиального зазора.

Качественные показатели зацепления

Шаг по делительной окружности


pt = pЧm = 31.4 мм.


Толщина зубьев по делительным окружностям


s1 = 0.5pt + 2x1ЧmЧtga = 21.87 мм , s2 = 0.5pt + 2x2ЧmЧtga = 18.9 мм.


Ширина впадин из условия беззазорного зацепления


e1 = pt – s1 = 9.53 мм , e2 = pt – s2 = 12.5 мм.


Силовой расчёт рычажного механизмаСиловой расчёт рычажного механизмаКоэффициент перекрытия


e = Цra12 – rb12 + Цra22 – rb22 - awЧsinaw/pЧmЧcosa = 1.23


Проверяем зуб малого колеса на отсутствие заострения


Силовой расчёт рычажного механизма

где aа1 = arccos Силовой расчёт рычажного механизма.

Должно выполнятся условие Sa1 і 0.3m.

3.41 > 3 – условие выполняется.

Для построения картины зацепления выбираем масштаб


Силовой расчёт рычажного механизма


Проводим линию центров и в выбранном масштабе откладываем межосевое расстояние Силовой расчёт рычажного механизма Из точек Силовой расчёт рычажного механизмаи Силовой расчёт рычажного механизма проводим дуги начальных окружностей, которые должны касаться друг друга в полюсе зацепления – Р. Через полюс зацепления проводим общую касательную Т-Т. К ней под углом Силовой расчёт рычажного механизмапроводим линию N-N

Проведя дуги основных окружностей, убеждаемся в правильности проведенных построений – прямая N-N является общей касательной к основным окружностям в точках L1L2. Отрезок L1L2 является теоретической линией зацепления.

Для построения бокового профиля зуба первого колеса делим отрезок L1Р на равные части и несколько таких отрезка откладываем влево от точки L1 получаем 1,2,3…8. Дугами из центра L1 проецируем эти точки на основную окружность. Из полученных точек 1/,2/,3/…8/ проводим перпендикуляры к отрезкам Силовой расчёт рычажного механизма и т.д. На этих перпендикулярах откладываем количество отрезков, соответствующих номеру перпендикуляра.

Проводим дуги остальных окружностей – делительных, вершин зубьев и ножек зубьев.

От точки пересечения бокового профиля с делительной окружностью по последней влево откладываем толщину зуба, вправо – ширину впадины.

Определяем практическую линию зацепления - Силовой расчёт рычажного механизма, которая является частью теоретической линии зацепления, отсекаемой окружностями вершин зубьев.

Рабочий участок профиля зуба первого колеса определится расстоянием по окружности вершины зуба до проекции точки Силовой расчёт рычажного механизма по дуге с радиусом Силовой расчёт рычажного механизма на боковой профиль. Аналогично определяем рабочий участок профиля зуба второго колеса.

Для определения дуги зацепления изображаем пунктирной линией боковой профиль зуба на входе в зацепление (точка Силовой расчёт рычажного механизма) и на выходе (Силовой расчёт рычажного механизма). Часть начальной окружности, заключенная между этими положениями бокового профиля будет являться дугой зацепления (ав). Для второго колеса построение аналогичное.

Используя дугу зацепления, определяем графически коэффициент перекрытия


Силовой расчёт рычажного механизма


Для построения сопряженной точки М2, выбранную на боковом профиле зуба точку М1, по дуге радиусом О1М1 проецируем на практическую линию зацепления (точка m). Радиусом О2m определяем положение точки М2 на боковом профиле зуба колеса 2.

Вычисляем коэффициенты удельных скольжений зубьев по формулам


Силовой расчёт рычажного механизма, Силовой расчёт рычажного механизмаСиловой расчёт рычажного механизма,


где Силовой расчёт рычажного механизма , Силовой расчёт рычажного механизма - передаточные числа (без учета знака);

L = L1L2 – длина теоретической линии зацепления

X – текущая координата, мм.

Расчетные данные сводим в таблицу 3


Таблица 3 – Значения коэффициентов удельного скольжения зубьев проектируемых колес

Х мм 0 30 68 100 130 190

Силовой расчёт рычажного механизма

- -2 0 0.48 0.73

Силовой расчёт рычажного механизма

- 1 0.68 0 -0.92 -2.75 1

По полученным данным строим диаграмму скольжения, анализ которой показывает, что наибольшее скольжение наблюдается на ножке зуба второго колеса. Значительно скольжение на головке зуба первого колеса. Наименьшее скольжение имеет головка зуба второго колеса.


2.2 Анализ зубчатого механизма


Силовой расчёт рычажного механизма


Для определения передаточного отношения графическим методом изображаем заданный механизм в масштабе, приняв произвольное значение модуля (m = 10). Обозначим на механизме все характерные точки – полюса зацеплений и центры колес. Проводим линию, перпендикулярную осям вращения колес и на нее проецируем все характерные точки. Так как ведущим звеном является колесо 1, то изображаем линейную скорость его конца (точка А) вектором Аа произвольной длины. Соединив точки а и О1, получаем линию распределения линейных скоростей колеса 1. Соединяем точку В с точкой а, и на продолжении этой линии проецируем точку О2, получим линию распределения линейных скоростей колеса 2. Соединив точки О2, О4 получим линию распределения линейных скоростей колеса 4. На продолжении линии Аа проецируем точку А/. Соединяем точку а/ с точкой с получим линию распределения колеса 5. На эту линию проецируем точку О5. Соединяем точку О5 с точкой ОН, получим линию распределения для конечного звена – водила.

Передаточное отношение определится через отрезки SH и S1


i1Н = S1/SН = 190/83 = 2.29


Так как отрезки SH и S1 находятся по одну сторону от SP, передаточное отношение получается со знаком плюс.

Имеем дифференциальный механизм


Силовой расчёт рычажного механизма


Силовой расчёт рычажного механизмаDi = Силовой расчёт рычажного механизмаЧ100% = 3.9 %

2.3 Проверка выполнения условий соосности, соседства и сборки планетарного механизма


Условие соосности представляет равенство межцентровых расстояний пар зубчатых колес


r1 + r2 = r3 – r2 или z1 + z2 = z3 – z2

36 + 40 = 116 – 40 76 = 76


Условие соосности выполняется.

Условие соседства определяет возможность размещения всех сателлитов по окружности их центров без задевания друг за друга.


sinСиловой расчёт рычажного механизма


где К – число сателлитов

При К= 2 sinСиловой расчёт рычажного механизма>0.28


Условие соседства выполняется.

Условие сборки определяет возможность одновременного зацепления всех сателлитов с центральным колесом. Это значит, что сумма чисел зубьев центральных колес будет кратной числу сателлитов.


Силовой расчёт рычажного механизма


где С – любое целое положительное число.

Силовой расчёт рычажного механизма


Условие сборки выполняется.

Таким образом, планетарная часть заданного зубчатого механизма удовлетворяет всем требованиям проектирования.

3 Силовой расчет рычажного механизма


Вариант 20


Исходные данные:


LOA= 0.2

LAB= 0.6

LBC= 0.5

LСD= 0.2

LDE= 0.7

LAS2= 0.2

LCS3= 0.1

LDS4= 0.3

XC=-0.22

YС=-0.45


m2= 60

m3= 50

m4= 50

m5=140

XЕ=-0.7


Pnc= -2Pj5

JS2= 0.1

JS3= 0.06

JS4= 0.12

w1= 60π,

где li – длины звеньев и расстояния до центров масс звеньев от их начальных шарниров, м;

Jsi – моменты инерции звеньев, кгм2;

mi – массы звеньев, кг;

w1 – угловая скорость ведущего звена, с-1;

Pnc - сила полезного сопротивления, приложенная к ползуну 5, Н;

Pj5 – сила инерции 5 звена, Н.

Требуется определить уравновешивающую силу методом выделения структурных групп и методом жесткого рычага Н.Е.Жуковского, давление во всех кинематических парах.

Вычерчиваем план механизма в масштабе ml


ml= lOA/OA = 0.2/40 = 0.005 м/мм.


Строим план скоростей, повернутый на 90° в масштабе


mv= VA/Pa = w1ЧlOA/Pa = 60Ч3.14Ч0.2/94.2 = 0.4 м/с/мм.

Скорость точки В определится в результате решения двух векторных уравнений


VB = VA+VBA, VB = VC+VBC.


Точку d на плане скоростей определяем по теореме подобия


BC/DC = Pb/PdСиловой расчёт рычажного механизма Pd = PbЧCD/BC = 64Ч40/100 = 25.6 мм.


Для определения скорости точки Е составляем векторное уравнение

VЕ = VD+VED и решаем его.

Строим план ускорений, повернутый на 180° в масштабе


ma= aA/pa=w12ЧlOA/pa = (60Ч3.14)2Ч0.2/101.4 = 70 м/с2/мм.


Ускорение точки В определяется относительно точек А и С


aB = aA+ anBA+ atBA, aB = aC + anCB + atCB,

anBA = w22ЧlAB = (abЧmv / lAB)2Ч lAB = (84Ч0.4/0.6)2Ч 0.6 = 1881.6 м/с2

anBC = w32ЧlBC = (PbЧmv / lBC)2Ч lBC = (64Ч0.4/0.5)2Ч 0.5 = 1310.7 м/с2


Длины отрезков, изображающих нормальные составляющие ускорений

anBA и anBC на плане ускорений, определяется с учетом масштаба ma


anBA= anBA/ma = 1881.6/70 = 26.9 мм

pnBC= anBC/ma = 1310.7/70 = 18.7 мм


Положение точки d на плане ускорений определяем по теореме подобия

BC/DC = πb/πdСиловой расчёт рычажного механизма πd = πbЧCD/BC = 58Ч40/100 = 23.4 мм.


Для определения ускорения точки Е составляем и решаем векторное уравнение


aЕ = aD+anED+atED.


где anED=w42ЧlED=(VED/lED)2ЧlED= (deЧmv /lDE)2ЧlDE = (14Ч0.4)2/0.7 = 44.8 м/с2/мм

Длина отрезка на плане ускорений


dnED= anED/ma = 44.8/70 = 0.64 мм


Положение точек S2, S3, S4 на плане ускорений определяем по теореме подобия из соотношений


АB/АS2 = ab/aS2 Ю aS2 = abЧAS2/AB = 45Ч40/120 = 15 мм

BC/CS3 = pb/pS3 Ю pS3 = pbЧCS3/BC = 58Ч20/100 = 11.6 мм

DE/DS4 = de/dS4 Ю ds4 = deЧDS4/DE = 19Ч60/140 = 8.14 мм


Определение сил инерции звеньев

При определении сил инерции и моментов учитываем, что план ускорений построен повернутым на 180°, поэтому знак минус в расчетах опускаем.


Pj2 = m2Чas2 = m2Чps2Чma = 60Ч86Ч70 = 361200 H

Mj2 = Js2Чe2 = Js2ЧatBA/lAB = Js2ЧnBAbЧma/lAB = 0.1Ч39Ч70/0.6 = 455 HЧм

Pj3 = m3Чas3 = m3Чps3Чma = 50Ч12Ч70 = 42000 H

Mj3 = Js3Чe3 = Js3ЧatBA/lBС = Js3ЧnBСbЧma/lBС = 0.06Ч55Ч70/0.5 = 462 HЧм

Pj4 = m4Чas4 = m4Чps4Чma = 50Ч21Ч70 = 73500 H

Mj4= Js4Чe4 = Js4ЧatED/lDE = Js4ЧnEDeЧma/lDE = 0.12Ч19Ч70/0.7 = 228 HЧм

Pj5 = m5ЧaE = m5ЧpeЧma = 140Ч22Ч70 = 215600 H


Сила полезного сопротивления, приложенная к рабочему звену (5)


Pnc = -2 Pj5 = - 431200 H


Результирующая в точке Е R5 = Pj5 + Pnc = -215600 H

Наносим на план механизма вычисленные силы и моменты. В точки S2, S3, S4 прикладываем силы инерции, а в точки А и Е, соответственно, уравновешивающую – Рy и результирующую – R5 силы.

Под действием приложенных сил механизм находится в равновесии. Выделяем первую структурную группу (звенья 4,5) и рассматриваем ее равновесие. В точках D и E для равновесия структурной группы прикладываем реакции R34 и R05 .

Составляем уравнение равновесия


SMD = 0 , Pj4Чh4 µl + R5Чh5 µl + R05Чh05 µl - Mj4 = 0

R05 = (-Pj4Чh4 µl - R5Чh5 µl + Mj4)/h05 µl = (-73500Ч2∙0.005 - 215600Ч62∙0.005 + 228)/126∙ 0.005 = -106893.6 Н

SPi = 0 . Pj4 + R5 + R05+R34= 0 .


Принимаем масштаб плана сил


mp1 = Pj4/zj4 = 73500/50=1470 H/мм


В этом масштабе строим силовой многоугольник, из которого находим


R34 = z34Чmp1 = 112Ч1470=164640 H

Выделяем и рассматриваем равновесие второй структурной группы (звенья 2,3). Для ее равновесия прикладываем:

в точке D – реакцию R43 = - R34 ;

в точке А – реакцию R12 ;

в точке С – реакцию R03 .

Составляем уравнения равновесия


SМВ2 = 0 , Pj2Чh2 µl - Rt12ЧABЧµl + Mj2 = 0 ,

Rt12 = (Pj2Чh2µl + Mj2 )/ABЧµl = (361200Ч50∙0.005 + 455 )/120Ч0.005 = 151258.3 H

SМВ3 = 0 , Pj3Чh3Чµl + Rt03ЧBCЧµl + R43Чh43 Чµl - Mj3 = 0

Rt03 = - Pj3Чh3Чµl - R43Чh43 Чµl + Mj3/BCЧµl,

Rt03 = - 42000Ч76Ч0.005 - 164640Ч31Ч0.005 + 462/100Ч0.005 = - 82034.4 Н

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: