Момент трения приведенный

Для механизмов (рис. 10.21) даны ледующие размеры у1в = 0,1м /со = 0,1м /ле = 0,2м и ф = 60°. Коэффициенты тре ния во всех кинематических парах одинаковы / = 0,1 Яз= ЮкН ц)1 = 20с- . Радиусы цапф лд = 0,05м гд = 0,04м гс = 0,03м Определить мощности, расходуемые на трение в каждой паре моменты трения, приведенные к кривошипу АВ коэффициенты потерь для каждой кинематической пары и суммарный. Результаты, полученные для обоих механизмов, сравнить. [c.165]

Та =7 — момент трения, приведенный к геометрическим осям ва- [c.44]

Еп — угловое ускорение первого звена привода быстрых ходов. Момент трения, приведенный к первому звену привода быстрых ходов, равен [c.78]

Противодействующий момент спиральной пружины определяется величиной действующего момента в электроизмерительной системе. При использовании спиральной пружины для силового замыкания кинематической цепи прибора при малых инерционных нагрузках ее момент находят в зависимости от величины момента трения, приведенного к его оси [c.203]

Если на опору действует радиальная сила R, то нормальная реакция от этой силы будет N = R os а (см. 7.4). Тогда приведенный момент трения от силы R будет [c.330]

Это может служить иллюстрацией к общим соображениям о роли сил трения, приведенным в предыдущем параграфе. Вследствие трения вращение, возникающее вначале под действием внешнего момента, не прекращается, но груз все время продолжает опускаться. [c.452]

Схемы простейшей дисковой муфты с одной парой поверхностей трения изображена на рис. 3.145, а. Здесь полумуфта 1 укреплена на валу неподвижно, а полумуфта 3 подвижна в осевом направлении. Для приведения муфты в рабочее положение необходимо приложить прижимную силу / пр. Величина момента трения ориентировочно определяется по формуле [c.542]

Приведенные рассуждения позволяют вычислить момент трения на вращающемся с постоянной угловой скоростью валу (рис. 8-4), концентрически расположенном в подшипнике с малым относительным зазором [c.188]

Приведенный момент трения, или момент на валу А, необходимый для преодоления сил трения во всех кинематических парах, = — [c.156]

Представленная на рис. 79 характеристика является идеальной, полученной в предположении, что момент сопротивления при вращении направляющего аппарата равен нулю. В действительности всегда имеет место какой-то момент сопротивления при вращении направляющего аппарата, а именно — момент трения сопряженных элементов вращающегося аппарата и неподвижной опоры, на которой он установлен. В реальных условиях характеристика имеет вид, приведенный на рис. 80. Момент сопротивления при вращении направляющего аппарата определяется в зависимости от режима работы ординатами в пределах заштрихованной площадки. Вследствие этого к. п. д. при вращающемся направляющем аппарате [c.189]

Момент сил трения, приведенный к валу ведущего звена механизма, [c.71]

Рассмотрим силовой расчет трехступенчатого приборного редуктора, схема которого приведена на рнр. 2.18, б. Требуется определить крутящие статические моменты М на валиках редуктора, окружные силы Р, к. п. д. т], необходимую мощность двигателя Ni и приведенный момент трения Даны момент (нагрузка) на валике 4 Mi 123 134 гь Zj z Z3 zai Za m диаметры колес d — zm. При малой величине 8000 Н-мм диаметры валиков находятся по табл. 3.1 в зависимости от М. Коэффициент трения для-стальных зубьев колес / = 0,1. Значения к. п. д. т каждой пары колес определяются по формуле (3.33). Величины моментов трения М р в двух шарикоподшипниках каждого валика находятся по табл. 3.1 в зависимости от d . Крутящие моменты М на валиках 4, 3, 2 я 1 и окружные силы Р, действующие на зубья колес, определяются по формулам [c.75]

Приведенный к ведущему валику 7 момент трения механизма Л пр.тр = Л 1(1- и)- (3-47) [c.76]

Производя аналогичный расчет для подшипников вала 2, можно определить возникающие в них реакции и потери на трение. После этого следует вычислить величину момента двигателя, приводящего в движение вал 1. Эта величина получается в результате сложения величин момента Мх, определяемого равенством (5.17), моментов трения в подшипниках вала 1 и приведенного к валу 1 момента от сил трения в подшипниках вала 2. Это приведение осуществляется при помощи равенства мощностей приведенной и приводимой силы. Если суммарный момент трения на валу 2 равен М,, то при приведении его к валу / мы получим [c.96]

Силы и мощности трения. Приведенный к валу кулачка момент от сил трения в кинематических парах А, В и С механизма (см. рис. 133) [c.186]

Выражение для момента трения до уравнению (1. 71) хорошо согласуется с экспериментальными данными, полученными при испытании новых конструкций. Для приработанных вращательных пар с осевой нагрузкой приведенный коэффициент / = / а момент трения для таких пар определяется согласно равенству [c.61]

Крутящий момент Мк равен моменту трения в винтовой паре, определяемому по формулам, приведенным в 16 в зависимости от типа резьбы. [c.327]

Схема стенда для исследования износостойкости пары ходовой винт—гайка показана на рис, 158, г [45]. Исследуемый винт 1 получает реверсивное вращение от гидропривода. Между двумя гайками 2 помещается нагрузочное устройство, пружина которого 3 создает необходимую осевую нагрузку. Рычаги 4 с роликами, которые перемещаются по планкам 5, удерживают гайки от поворота под действием сил трения. На стенде возможно измерение момента трения, осевых усилий, температуры на поверхности трения, осциллографирование плавности движения и колебаний сил трения. Износ винта измеряется по изменению толщины витков, а износ сопряжения — по изменению относительного положения пары винт—гайка. Пример схемы стенда для исследования износа спаренных кулачков текстильных машин приведен на рис. 158, д [161]. Здесь два одинаковых кулачковых механизма с повернутыми на 180° кулачками /, роликами 2 и качающимися толкателями 3 работают так, что концы рычагов совершают встречное движение по одному закону. Поэтому нагрузочное устройство состоит из гибкой ленты 4, охватывающей ролик 5, ось которого при работе остается неподвижной. Нагрузка создается пружиной 6. На стенде можно измерять динамические нагрузки в паре кулачок—ролик, частоту вращения и проскальзывание ролика при движении его по кулачку. Последнее необходимо для оценки износа кулачковой пары, поскольку из-за инерционных сил в реальных кулачковых механизмах не наблюдается чистого качения ролика по кулачку, а проскальзывание приводит к повышенному износу пары. [c.495]

В каждой точке образующей касания возбуждаются, согласно законам трения, реактивные силы и моменты, которые после приведения к точке касания О в плоскости фигуры будут вполне определены нормальной реакцией. N, направленной вверх, касательной реакцией А или трением скольжения, направленной по оси Qs, и, наконец, моментом трения качения, перпендикулярным к плоскости фигуры, проекцию которого на ось Q , образующую вместе с осями S и Qtq правую систему осей, мы будем обозначать через Г. [c.43]

Другая конструкция тормоза (имеющего то же назначение), приведенная на фиг. 54, б, осуществлена на базе использования механической части тормоза ТК ВНИИПТМАШа (см. фиг. 40). Нормальное замыкание тормоза осуществляется усилием сжатой основной пружины 9, а размыкание — электромагнитом 6 типа МОБ, включенным параллельно двигателю механизма. На тормозном рычаге 2 расположен электромагнит 1, имеющий независимую цепь питания. При включении этого магнита якорь его воздействует через шток 10 (разрез Б—Б, фиг. 54, б) на двуплечий рычаг 5, имеющий ось качания 4, укрепленную на рычаге 2. Верхний конец двуплечего рычага соединен через штоки 8 с двумя пружинами 3, имеющими опору на скобе основной пружины 9. При обесточенном электромагните 1 шток 10 утоплен в отверстии в рычаге 2 и пружины 3 не воздействуют на скобу. При включении этого магнита рычаг 5 поворачивается и через пружины 3, воздействуя на скобу основной пружины, производит прижатие колодок к тормозному шкиву, создавая дополнительный момент трения. В этой конструкции во все этапы торможения работают одновременно обе колодки, что разгружает вал тормозного шкива от изгибающего усилия. В случае необходимости тормоз может быть снабжен фиксатором 7, прижимающим якорь электромагнита 6 к сердечнику, чем создается размыкание тормоза без включения магнита. В этом случае тормоз превращается в нормально разомкнутый тормоз и будет замыкаться только при включении электромагнита 1, [c.85]

Приведение силовых параметров осуществляется на основе равенства мощностей всех действующих сил (моментов) и приведенной силы (момента) с отнесением силы трения к числу задаваемых (т. е. с учетом потерь на трение в механизме) [21 ], [107]. В наиболее общем случае приведенный момент вращатель- [c.300]

Приведем все силы и массы к звену 3. Приведенным моментом сил сопротивления в данном случае является сопротивление воздуха, возникающее при вращении крыльчатки. Этот момент сопротивления является функцией угловой скорости. Движущим моментом следует считать момент трения на дисках Ь. Этот момент зависит от двух переменных от времени (объем гидродинамической муфты заполняется маслом в функ-. 90 [c.90]

После определения всех моментов трения их надо привести к звеньям 1 и 4. Мы уже рассмотрели вопрос о приведении сил в механизме с двумя степенями свободы (см. 25). Поэтому здесь можно ограничиться приведением только моментов сил трения. [c.169]

Примечание. Коэффициенты трения, приведенные в таблице, соответствуют моменту начала движения тел при отсутствии между ними смазки. Рабочие коэффициенты трения обычно на 30—tO% меньше коэффициентов трения при начале движения. Наличие смазки между трущимися поверхностями снижает коэффициент трения примерно в 1,5—2 раза. [c.12]

Момент трения скольжения-верчения, приведенный к оси, находится по выражению (рис. 26) [c.65]

В предположении равномерного вращения кулачкового вала, рассмотрим равновесие сил, приложенных к кулачку (рис. 308). Движущий момент Мз,, приложенный к кулачковому валу, за исключением момента трения в цапфах вала Мц, который учитывается через к. п. д. опор — г дп, передается на кулачок и в контактной точке А с толкателем может быть заменен приведенным к этой точке окружным усилием [c.437]

На рис. 14 показан график момента AM, график момента М — момента трения в опорах Л и S, приведенного к валу В, а также график [c.118]

Если на величины моментов размеры механизма оказывали лишь косвенное влияние, сказываясь на приведенных к кресту величинах момента инерции ведомых звеньев и момента трения, то на величину усилий они оказывают непосредственное влияние. Поэтому при сравнении усилий задаются равенством размеров какого-либо звена механизма (обычно равенством длины кривошипа R мальтийского механизма). [c.30]

Приведенный к планшайбе момент трения в гидроприводе (точки соответствуют физическим экспериментам) [c.69]

Представляют практический интерес полученные при исследованиях данные, характеризующие стабильность значений моментов трения исследованных типов шарикоподшипников при разных осевых нагрузках. Для характеристики указанной стабильности определялись приведенные в табл. 2 среднеквадратические отклонения из 30 и 50 значений моментов трения. Следует при этом отметить, что распределение значений момента трения всех шарикоподшипников относительно среднего своего значения не является симметричным (нормальным), а подчиняется в первом приближении закону распределения существенно положительных величин. [c.87]

В табл. 3 приводятся значения моментов трения шарикоподшипников в разные дни и при разных условиях хранения. Приведенные в табл. 3 значения моментов трения при трогании представляют средние из 100 измерений (у каждого из 10 шарикоподшипников определялось М р в 10 точках), а по выбегу — из 60 измерений (у каждого из 10 шарикоподшипников УИ р определялся шесть раз). Все измерения проводились в первой половине дня. [c.87]

С целью исключения влияния индивидуальных качеств водителя на величины динамических нагрузок в трансмиссии исследуемого автомобиля на неустановившихся режимах при испытаниях производилось быстрое и полное освобождение педали сцепления (беа участия водителя) в момент начала включения. Благодаря этому всегда имел место постоянный и вполне определенный темп включения муфты сцепления, который определялся усилиями нажимных и оттяжных пружин сцепления, приведенной массой педали сцепления, кинематикой привода муфты сцепления и моментами трения в сочленениях, т. е. факторами, стабильными для данного автомобиля. [c.249]

Моменты сопротивления при установившемся движении относительно постоянны, хотя и испытывают дискретные высокочастотные флуктуации, особенно характерные для легконагруженных приборных шарикоподшипников. Существуют приборы для оценки статического и динамического моментов трения. Принцип действия простейшего из них показан на рис. 11. Моменту трогання , равному GR, противодействует момент внутренних сил трения в подшипнике, который может быть представлен как произведение некоторой приведенной силы трения fnpFr (рис. 12, 13) на средний радиус подшипника d il2 (иногда приве- [c.420]

Зависимость между моментом трения и внешней нагрузкой, полученная для прямоугольного профиля элементов винтовой пары, может быть использована и для других профилей элементов пары, если в уравнение (1.78) вместо угла трения ф подставить приведенный угол трения ф = aг tg/. [c.63]

Размеры /г и приведенные в табл. 28, определены при работе тормоза с восемью парами трения. При другом числе пар трущихся поверхностей I эти размеры соответственно изменяются. Момент трения Мр , приходящийся на одну пару трущихся поверхностей, определен при среднем давлении между поверхностями трения р = 2 кПсм и значении коэффициента трения р. = = 0,5, т. е. при рр = 1. Тогда, подставив в формулу [c.254]

Сравнивая это выражение с выражением для момента трения в сплошной пяте [уравнение (142), гл. IX], видим, что коэффициент в квадратных скобках может быть уподоблен коэффициенту трения скольжения, в силу чего он может быть назван приведенным к оэффициентом трени я качения шариковой пяты [c.391]

Сравнение приведенных в табл. 9 и 10 величин коэффициентов йг , Ьг , Сг И dz покззывает, что при равных моментах трения в опорах, моментах инерции поворачиваемого узла и угловой скорости кривошипа наиболее благоприятным в динамическом отношении является применение мальтийских механизмов с внутренним зацеплением и наименее благоприятным — применение мальтийских механизмов с внешним зацеплением. [c.33]

Численные значения коэффициентов, входящих в уравнения, рассчитывались по паспортным данным для гидромотора ГМ15-22, гидропанели ПГ53-14, сдвоенного гидронасоса 5Г12-23А. Расчет потерь давления в обратных клапанах и фильтре производился по методике, приведенной в [2], а значения параметров, зависящих от настройки, и начальные условия определялись по установившимся режимам. Все перечисленные коэффициенты уточнялись в соответствии с данными натурных экспериментов. Характеристика момента трения строилась также но результатам обработки [c.71]

Ниже приведен метод расчета тормозов и муфт, являющихся высокона-груженными элементами. Метод предназначен для оценки эксплуатационных (рабочих) характеристик фрикционных материалов, а именно величины и характера изменения по времени процесса торможения момента трения, скорости, нагрузки, температурного режима. При расчете определяются также продолжительность процесса, путь трения, стабильность момента трения и износ пар трения. Расчет может бьггь вьшолнен для однократного и повторно-кратковременного режимов работы узла. [c.190]

Поскольку в расчете использовались полученные опытным путем нормы энергонагруженности, проверка фрикционного узла на момент трения обычно не требуется. В случае необходимости момент трения можно определить по формулам, приведенным в табл. 2.2. [c.205]

Ранее приведенные диаграммы (см, фиг. 28) иллюстрируют характер изменения момента трения Мтр в зависимости от передаваемого через вал крутящего момента при различных числах оборотов в минуту. Как видно, при увеличении МцОту г. величина увеличивается от некоторого начального значения. Такой характер зависимости от нагрузки значительно лучше выражается формулой типа [c.437]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...