Величина силы

Круглое кольцо радиусом г = 1 м нагружено силой Р, лежащей в его плоскости (рис. 10). Величина силы Р случайна и подчиняется гамма-распределению с параметрами а = 34 (З, = 150 Н. [c.37]

Квадрат угловой скорости один и тот же для всех масс вращающегося звеня, поэтому при решении приводимых ниже задач следует считать величину силы инерции точечно массы пропорциональной величине [c.86]

Соединяя точки с и а прямой, получаем величину силы Рез = ( ) Ио = 8 4 = [c.108]

Из равенства (11.1) следует, что величина силы удовлетворяет неравенству [c.215]

Неравенство (11.2) устанавливает только максимально возможную величину силы трения покоя, так как сила трения является слагающей пассивной реакции связи и ее сначала неизвестное направление определяется в дальнейшем только активными силами. Из этого неравенства также следует, что сила трения покоя имеет всегда такую величину, которая необходима для предотвращения скольжения тел одного относительно другого, но не может превзойти некоторого предельного значения. Если бы трение отсутствовало, то равновесие было бы возможно при вполне определенных значениях сил или координат, определяющих положение тела. При трении имеется целая область положений равновесия и бесконечное множество значений активных сил, при которых имеет место равновесие. [c.215]

Величина силы трения движения Fj меньше величины силы трения покоя / тп- Следовательно, и угол трения движения q> меньше угла трения покоя фп, т. е. ф < фд. [c.219]

Воздействие направляющей 2 на ползун 1 сводится к действию па него нормальной реакции F и силы трения Fy. Пусть задан угол трения ф, тогда величина силы трения будет равна [c.220]

Величина силы трения покоя равна [c.220]

Мы рассмотрели вопрос об определении сил трения при движении ползуна по неподвижным направляющим. В случае движения ползуна по подвижным направляющим, как это имеет место, например, в кулисном механизме (рис. 11.17), метод определения величины силы трения такой же, как и для движения ползуна по неподвижным направляющим, но для определения силы трения [c.224]

Из плана сил (рис. 11.19, б) следует, что величина силы F равна [c.225]

ОТ нормали на угол трения ср, и величина силы трения получается равной [c.228]

Исследуя плоскопараллельное движение вязкой жидкости, Ньютон нашел опытным путем, что величина силы Т, необходимой для перемещения одного слоя жидкости параллельно другим, равна [c.230]

Так же как и в ранее рассмотренных задачах, полная реакция F звена 2 на звено 1 приложена к точке касания С звеньев и отклонена от направления общей нормали на угол трения (р в сторону, противоположную вектору относительной скорости скольжения о.,,. Величина силы трения приложенной к звену 1, определяется по формуле = /f", где / — коэффициент трения скольжения. [c.232]

Из равенства (11.37) следует, что величина силы F" прямо пропорциональна коэффициенту трения качения и обратно пропорциональна радиусу цилиндра. [c.233]

Чтобы сообщить гибкому звену равномерное движение, необходимо преодолеть силу трения F . Таким образом, натяжение F- должно быть больше натяжения Fi на величину силы F . [c.236]

Величина силы dp может быть определена, если сложить по правилу параллелограмма силы F и F- -dF. С точностью до величин второго порядка малости можно параллелограмм заменить ромбом (рис. 11.33) со сторонами, равными F. [c.237]

Согласно уравнению (12.1) величины сил инерции звеньев механизма в начальном движении будут равны [c.245]

Fi) + F Ib -h М2 = О, откуда и определяем величину силы Fi . Имеем [c.251]

Величина силы F , определяется из уравнения моментов всех сил, действующих па звено 3, относительно точки С. Имеем [c.252]

В этом уравнении неизвестны только величины сил и Величины этих сил определяются построением плана сил. Из произвольно выбранной точки а (рис. 13.7, б) в выбранном масштабе (iiT откладываем силу / 2- В том же масштабе прибавляем к ней силу F . Из точки с откладываем известную силу F , перпендикулярную к оси звена D , а из точки d проводим прямую в направлении силы F l , параллельную оси звена D . Далее из точки а проводим прямую в направлении силы F21, перпендикулярную к оси X — X. Точка е пересечения этих прямых определяет величины реакций 34 и F21. Реакция представлена в масштабе j.f отрезком се, а реакция j 2i—отрезком еа. Из уравнений равновесия звеньев 2 и 3 [c.253]

Для определения величин сил и / строим в произвольно выбранном масштабе Хр план сил (рис. 13,15, б). Для этого нз точки d откладываем силу F . в виде отрезка da. К силе F, прикладываем силу F в виде отрезка аЬ и к ней прикладываем силу F Б виде отрезка Ьс. Через точку с проводим прямую в направлении силы Fbo. т. е. перпендикулярно к оси л — х, а через точку d — в направлении силы F . , т. е. параллельно направлению DE звена 4. Точка е пересечения этих прямых определяет начало вектора силы Fl и конец вектора силы Соединив точку е с точкой а, получим силу F в виде отрезка еа. Реакция F в виде отрезка еЬ определяется, если соединить точки е и Ь. [c.264]

Величина силы F32 определяется из уравнения моментов всех сил, действующих на звено 3, относительно точки В [c.265]

Из этого уравненн определяем величину силы F - Имеем [c.265]

Переносим все эти силы в какую-либо плоскость Го, проведенную через произвольную точку О вала, перпендикулярно к оси Z—2. Для этого в точке О каждый раз прикладываем по две равные, но противоположно направленные силы, величины которых равны F i, и из- Далее складываем все перенесенные силы, для чего строим силовой многоугольник (рис. 13.40, б). Так как величины сил fui, и из пропорциональны произве- [c.293]

Пусть, например, задан механизм (рис. 14.5, а) и требуется определить его коэффициент полезного действия. Предположим, что все непроизводственные сопротивления в механизме сводятся к сопротивлению трения и коэффициенты трения в кинематически.х парах заданы. Реакции Fa, F u, F , F d, F%, Fa и Fh в кинематических парах для каждого положения механизма также известны. Величины сил трения соответственно равны [c.313]

Величина F.j силы трения скольжения равна Ft = /f i. где F21 — сила давления зуба колеса 1 на зуб колеса 2 в предположении, что давление воспринимается одной парой зубьев и направлено по нормали п — п к профилям зубьев, / — коэффициент трения. Величина силы fo] может быть определена обычными методами кинетостатики, указанными выше (см. 55). [c.316]

Произведение величины силы Fi на плечо /ij представляет собой величину момента А/р (Fi) этой силы относительно точки р полюса плана скоростей. Так как все скорости на плане повернуты в одну сторону, то знак момента для всех сил совпадает со знаком элементарной работы силы, следовательно, [c.328]

Как следует из формулы (20.19), величина силы равна сумме центробежных сил инерции грузов [c.406]

Величина силы трения Ft равна [c.421]

Величину силы Р найдем, рассматривая равновесие звена 2. Напишем равенство пулю суммы моментов относительно гочки С всех сил, приложенных к звену 2 (тем самым исключим из него момент неизвестной реакции Р "). [c.105]

Примечание. Величине силы приписываем знак минус, если ее направлечие противоположно направлению скорости поршня. [c.168]

Если принять, согласно положению Амонтона—Кулона, что величина силы трения F прямо пропорциональна величт1е нормального давления, т. е. f,, = /f", / = FjF то равенство (11.4) можно будет переписать так [c.216]

Равенстро (11.18) связывает величину силы с параметрами винтовой пары и углом трения (р. В случае движения гайки по [c.226]

Как было 1Юка 1апо выше, угловая скорость oi входит в выражения для сил постоянным множителем. Поэтому величины сил Рщ и можно характеризовать статическими моментами масо WiPi и т р,2. [c.296]

Если определить постоянную ц данного станка, то по амплитуде А, зафиксированной на индикаторе D, можно установить величину силы определяющей дисбаланс, отнесенный к плоскости /. Это дает возможность определить искомое значение miti. [c.297]

В равновес1 И, то из уравнения моментов всех этих сил относительно полюса плана скоростей всегда можно определить величину силы Fy, уравновешивающей заданные силы. [c.331]

Если скорость ft)p постоянная, то величина силы Р п2 пропорциональна расстоянию X и ее изменение в функции этого расстояния выразится прямой линией От (рис. 20.9), проходящей через начало координат и наклоненной к оси Ох под углом р, тактенс которого равен [c.406]

Рассмотрим, далее, в тех же масштабах характеристику регулятора, т. е. его зависимость fni = Р п W (рис. 20.9, кри-. вая Ь — h). Точка с пересечения прямой От с характеристикой Ь — Ь регулятора определяет то положение Хц центра груза, при котором регулятор находится в равновесном положении при постоянной угловой скорости сор, так как в этом положении равны по величине и противоположны по направлению силы F i л FI,2. Пусть, далее, регулятор выведен из своего равновесного положения, например, опусканием муфты при этом центры грузов сблизятся и будут находиться от оси вращения регулятора на расстоянии Xj < Xf,. Если после этого мы предоставим регулятор самому себе, то он окажется под действием центробежггой силы величина которой определится ординатой d , большей ординаты d b, соответствующей величине силы Под действием избыточных центробежных сил грузы будут расходиться, пока не вернутся в равновесное положение, соответствуюш,ее точке с. [c.407]

На рис. 30.20 показана одна из возможных систем управления. Эта система называется обратимой следящей системой. В этой система обратная связь не то. ько информирует оператора о величине сил, /лл гстпующих на исполнительный орган, по и соотЕетствуюпиш образо.м изменяет полой . и не задающих механизмов. Эта система называется двухсторозтсн или обратимой, так как ее следяш,ий привод выполнен так, что в нем можно по [c.627]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...