Угол вала трения

На рис. 12.22 дан вид сверху промежуточного вала комбинированного червячно-зубчатого редуктора. Червячное колесо / получает мощность Л/ = 2,8 кет при со = 7,2 рад сек 40% этой мощности передается шестерней 2 ведомому валу редуктора и 60/i) шестерней 3 второму ведомому валу. Число зубьев колеса = 41 модуль зацепления гп = 6 л л число заходов червяка 2 червяк правый угол зацепления а = 20° угол подъема винтовой линии X = 12°13 44" коэффициент трения в червячном зацеплении / = 0,05. Требуется а) определить усилия, действующие в червячном и зубчатом зацеплениях б) принимая, что червяк располо- [c.209]

Положение вала на различных режимах работы схематически показано на рис. 344, а. В пусковой период, когда скорость вращения невелика и преобладает полусухое трение, вал отклоняется в сторону, противоположную вращению, на угол ф, тангенс которого равен коэффициенту полусухого трения. [c.333]

Как видим, потребная сила Q зависит только от коэффициента трения и угла а от радиуса вала сила Q не зависит. При отсутствии трения (/"о=0) получаем, как и следовало ожидать, Q=P. Практически очень важен тот факт, что, увеличивая угол а (навивая нить), можно значительно уменьшить силу Q, необходимую для уравновешивания силы Р, что видно из табл. 1. Например (см. табл. 1), натяжение в 1000 Н можно уравновесить силой всего в 2 Н, дважды обернув пеньковый канат вокруг деревянного столба. [c.70]

Момент относительно оси вала имеет лишь сила трения / , модуль которой f = //V. Так как угол наклона силы /V к вертикали практически очень мал, то N G и F fG. Поэтому сумма работ внешних сил [c.184]

Задача 1326 (рис. 722). Диск радиусом R укреплен на конце упругого горизонтального вала, заделанного на другом конце, и совершает вынужденные крутильные колебания под действием возмущающего момента M = Hs npt. К диску в его верхней точке шарнирно прикреплен астатический маятник с точечной массой т и длиной /, удерживаемый спиральной пружиной, не показанной на рисунке. Считая, что при вертикальном положении маятника пружина не напряжена, и пренебрегая трением, определить жесткость пружины, необходимую для того, чтобы маятник служил динамическим гасителем (т. е. чтобы амплитуда вынужденных колебаний диска была равна нулю). Найти также наибольший угол отклонения маятника относительно диска. [c.474]

Они составляют с горизонтальной осью координат Оу угол а = 4.5°. Определить реакции подшипника и подпятника, а также силу тяжести груза Р при равновесии, если диаметр вала й= 10 см, радиус шкива = 45 см и а = 50 см. Трением в подшипнике, подпятнике и на оси блока пренебречь. Канат считать невесомым, Р е 1Н е н и е, Рассмотрим равновесие вала со шкивом, освободив его от связей. Реакция подшипника имеет проекции А и Уд оси координат реакция подпятника дает три проекции Xд. Уд, Уд. Сила натяжения каната Р равна силе тяжести груза и направлена по канату, [c.81]

Два вала, находящихся в одной плоскости и составляющих угол а, соединены щарниром Кардана — Гука. Моменты инерции валов равны 1 и /г. Составить уравнение движения системы, если к первому валу приложен вращающий момент М , а ко второму валу приложен момент сопротивления М2-Трением в подшипниках пренебречь ) (рис. 23). [c.137]

Не меньшее значение имеет и угол наклона упругой линии вала 6 (угол поворота поперечных сечений) при изгибе, особенно для работы подшипников (при больших 0 может произойти защемление тел качения, повышается трение и нагрев). [c.517]

Задача 3.37. Определить относительный внутренний кпд реактивной ступени, если располагаемый теплоперепад в ступени Ao=100 кДж/кг, скоростной коэффициент сопла ф = 0,94, скоростной коэффициент лопаток ф = угол наклона сопла к плоскости диска ai = 18°, средний диаметр ступени /=0,95 м, частота вращения вала турбины и = 3600 об/мин, угол выхода пара из рабочей лопатки 2 = 20 20, степень реактивности ступени р = 0,45, расход пара М=22 кг/с и расход пара на утечки Му,= = 0,4 кг/с. Потерями теплоты на трение и вентиляцию пренебречь. [c.123]

Силы, действующие в зацеплении. Предположим, что к валу колеса приложен крутящий момент М . Будем считать, что нормальная сила JV приложена в полюсе зацепления. Разложим силу N таким образом, чтобы получить взаимно перпендикулярные силы окружные Рц, Р21, радиальные Qi2, Q21 и осевые Тц, Т21 (рис. 12.2). При этом следует учесть, что под действием силы трения сила S отклонится на угол трения ф от плоскости действия силы JV. Значения <р см. на стр. 74. [c.198]

В результате несимметричного расположения косого зуба относительно обода при передаче усилий от одного зуба к другому возникает, как это будет установлено далее, составляющая сила, направленная параллельно оси колеса и стремящаяся сдвинуть колесо вдоль вала. Для погашения действия этой силы приходится снабжать вал упорным подшипником, что удорожает всю установку в подшипнике появляются дополнительные потери на трение, величина которых оказывается тем больше, чем больше угол Рд наклона зуба. В практике рекомендуется применять косозубые колеса с углом Рд не более 30°. [c.58]

Так, повышенный наклон упругой линии 1 вала под зубчатым колесом от прогиба (рис. 22.7) вызовет перекос колес, концентрацию нагрузки по длине зубьев и преждевременный их износ или даже излом, а значительный угол наклона 0 цапф — защемление тел качения в подшипниках, повышенное трение и нагрев. [c.299]

Расчет параметров направляющих (см. гл. 6, п. 3 и гл. 7, п. 5) позволяет выбрать вариант, обеспечивающий минимальное искажение формы изношенной поверхности при эксплуатации машины (рис. 137, а). Другой пример — влияние на работоспособность механизма неравномерного износа поверхностей — работа кулачковых муфт, передающих крутящий момент от одного вала к другому. При включении полумуфт износ их зубьев и происходит неравномерно (рис. 137, б), так как вершины зубьев проходят больший путь трения. В результате угол наклона поверхности зуба а увеличивается и создается опасность самовыключения муфты, поскольку одна полумуфта прижимается к другой пружиной. Если сделать у муфт заплечики, чтобы вершина зуба заходила за основание сопряженного зуба, износ зубьев станет более равномерным и опасность самовыключения отпадет. [c.399]

Примером могла бы служить система, которая содержит тело, вращающееся без трения и без (других) сопротивлений вокруг одной из его главных осей инерции как маятник, который мы рассматривали в 22. Угол, производная по времени от которого определяет угловую скорость вращающегося тела, является соответствующей координатой р далее, нужно было бы предположить, что силы прилагаются всегда только к обоим концам валов, так что всегда отсутствует момент, ускоряющий или замедляющий вращение. Максвелл пользуется образом вращающегося тела, подчиненного такому условию, для того чтобы объяснить магнетизм внутри элемента объема эфира, и разъясняет этим тот факт, что электромагнитная энергия эфира содержит члены, линейные относительно сил тока, тогда как чисто электродинамическая энергия является однородной квадратичной функцией сил тока. Силы тока Максвелл рассматривает как скорости изменения циклических координат. [c.493]

В качестве еще одного примера автоколебательной системы приведем тормозное устройство, изображенное на рис. 17.101. Вращающийся с угловой скоростью Q вал силой трения захватывает тормозную колодку, но при этом возрастает усилие в пружине, создающее момент, имеющий направление, противоположное моменту трения. Когда момент, создаваемый усилием пружины, достигает величины момента сил трения, происходит преодоление сцепления вала с колодкой и колодка возвращается в направлении, противоположном вращению вала на угол (Л1о — М )1с. После этого вновь происходит захватывание колодки валом и все повторяется. Торможение происходит за счет наличия момента, создаваемого усилием в пружине, действующего в направлении, противоположном вращению вала. Величина этого момента переменная. Наибольшее его значение равно Mq и наименьшее М . На рис. 17.102 изображены пространство состояний (ф, <р, i) и линия тока фазовой жидкости, характеризующая движение системы. [c.229]

Безопасные рукоятки первого типа (принудительно вращаемые при опускании груза). К этому типу относятся рукоятки, сконструированные по типу дискового тормоза, замыкаемого весом груза, с размыкающимися поверхностями трения (фиг. 223, а). Ступица 1 каждой такой рукоятки представляет собой гайку, навернутую на резьбовую втулку 2 приводного вала 3. Между буртиком втулки и ступицей рукоятки свободно посажено храповое колесо 5, сцепляющееся с неподвижно закругленной собачкой 4. В случае вращения рукоятки в направлении, соответствующем подъему груза, ступица ее смещается влево и зажимает храповое колесо при этом вращение через втулку 2 передается приводному валу 3. С прекращением вращения собачка застопоривает зажатое храповое колесо, препятствуя обратному вращению вала под действием веса поднятого груза. При изменении направления вращения рукоятки на обратное последняя, смещаясь вправо, ослабит зажатие храпового колеса, и тогда вал получает возможность повернуться в сторону опускания груза на угол, равный углу поворота рукоятки. Для нормальной работы рукоятки момент трения в резьбе должен быть меньше момента от собственного веса рукоятки, и поэтому сама рукоятка должна быть неуравновешенной. Расчет этих устройств аналогичен расчету дисковых тормозов, замыкаемых весом груза, с размыкающимися поверхностями трения. Конструктивное выполнение безопасных рукояток этого типа приведено на фиг. 223, б, в, г, [c.341]

Поджим роликов обычно делается пружинным или Гидравлическим. Однороликовые накатники применяют для обработки только жестких деталей, валы значительной длины и небольшого сечения могут ими легко деформироваться. Ролики в двухроликовых накатниках устанавливают навстречу друг другу, а ролики в трехроликовых — под углом 120° один относительно другого. Изгибающие силы в этих случаях отсутствуют совсем или составляют незначительную величину. Ось ролика рекомендуется развернуть относительно заготовки в направлении подачи на угол 0° 25 —0° 30 с тем, чтобы отпечаток ролика на заготовке имел каплевидную форму, что уменьшает образование за роликом волнистости. Чтобы уменьшить трение в опорах, ось ролика устанавливается на шариковых или роликовых подшипниках. При больших осевых нагрузках возможно применение, наряду с радиальными, упорных шарикоподшипников. [c.110]

Вкладыши 3 охватывают вал 4. Правый вкладыш имеет скос а, по которому скользит своим скосом сухарь /, поджимаемый пластинчатой пружиной 2. Износ вкладышей 3 компенсируется опусканием клинового сухаря I под действием пружины 2. Самопроизвольный подъем сухаря 1 невозможен, так как угол а меньше угла трения. [c.301]

Валу /4 тахометра сообщается вращение от испытуемого вала. На валу А насажен диск / с отверстиями, Диск / помещен в герметически закрытый сосуд 2, заполненный ртутью. При вращении диска ) ртуть приходит во вращение и увлекает трением легкий диск 3, который удерживается от вращения спиральной пружиной 4. Угол поворота диска 3, жестко соединенного со стрелкой [c.360]

Здесь и — напряжение источника питания i — мгновенное значение тока в катушке муфты г — активное сопротивление цепи катушки муфты L — индуктивность катушки муфты t — время , X — перемещение якоря вдоль вала Р — электромагнитная сила А — постоянный коэффициент Ф — магнитный поток т — масса якоря /о — коэффициент трения Сц — жесткость пружины Рд — начальное натяжение пружины ср — угол поворота главного вала машины — момент трения между якорем и электромагнитом [c.66]

Определить мощность двигателя червячной лебедки грузоподъемностью Q = 500 н- если вал двигателя непосредственно соед нен с валом червяка 1 и вращается соскоростью л = 1440об/лг н. Диa eтp барабана лебедки D — 100 мм. Число заходов резьбы черв> ка = 1, число зубьев колеса = 40, угол подъема винтовой ЛИНИ1 червяка а = 4 коэффициент трения в нарезке червяка / С, 1 (потерями на трение в подшипниках передачи и жесткостью троса пренебречь). [c.179]

Вал червяка установлен на конических роликоподшипниках (рис. 13.16). Выбрать подшипники по каталогу, если передаваемая мощность N = 5 кет-, диаметр делительного цилиндра червяка = 63 лгл со = 150 рад/сек] диаметр шейки вала d = 40 мм Kg= 1,3 Л = 5000 ч угол подъема винтовой линии червяка X = 12°ЗГ44" (при q = 9 2, = 2) приведенный угол трения р = 2°35 Кт = 1,0. [c.228]

Схема бесцентрового шлифования показана на рис. 12.4, в. Заготовка располагается выше осевой линии шлифовальных кругов на размер Л. Подача 5 заготовки 2 вдоль оси осуществляется путем поворота ведущего круга 4 на угол а, который составляет 1—4,5 . Благодаря этому наклону ведущий круг сооб1цает заготовке посредством силы трения движение подачи. Бесцентровое шлифование выполняют с продольной подачей, как показано на рис. 12.4, в, и с поперечной подачей (врезанием) Нели вал гладкий, то применяют ишифование с продольной подачей на проход если же ступенчатый — шлифуют с продольной подачей до упора. Врезным бесцентровым шлифованием обрабатывают короткие буртики. Бесцентровое шлифование применяют при обработке небольших валов, при этом обеспечивается точность по 6—8-му квалитетам. Этот метод по точности несколько уступает шлифованию на круглошлифовальных станках. [c.175]

Дна вала, находящихся в одной плоскости н образующих между собой угол а, соединены шарниром Кардана.. Моменты пнерцпп валов рав-пы 1 и /2. Соетанить уравнение движения первого вала, сели на него действует вращающий момент Ail, а к дру1ому валу приложен момент сопротивления AI2. Трением в подшипниках пренебречь. [c.358]

Рассчитать и подобрать по ГОСТ 13775—68 пружину, если известны момент Т = 70 Н м диаметр, проходящий через середины кулачков, Лс=65 мм угол скоса кулачков динамический коэффициент Р = 2 угол трения между кулачками 0 = 6°, коэффициент трепня между валом и ступицей нолумуфты / = 0,1 дн-амет ) вала d = 30 мм. Внутренний диаметр пружины должен быть 0, 45 мм. [c.123]

Если производить более точный учет сил трения, то нужно давление между подшипниками и валом считать распределенным по цилиндрической поверхности вала в приработавшемся подшипнике. Установлено, что приведенный коэффициент трения и приведенный угол трения в этом случае определяются по формулам / = 1,27/ р = aF tg /. Тогда [c.77]

Задача 3. Вал вращается равномерно (ш= onst) (рис. 2.11). Построить эпюры Т и (р, определить диаметр вала, максимальный угол закручивания, если заданы М=5 кН м, а = 10 см, т - Mja, [т] = 80 МПа, G = 0,8 10 Па. Моменты трения в подшипниковых опорах пренебрежимо ма ол. [c.83]

Два вала, нахоаящихся в одной плоскости и образующих между собой угол а, соединены шарниром Кардана. Моменты инерции валов рав-ны /i и /г. Составить уравнение движения первого вала, если на него действует вращающий момент Л1 , а к другому валу приложен момент сопротивления Afj. Трением в подшипниках пренебречь. [c.358]

Направляющие с трением скольжения. Цилиндрические направляющие, показанные на рис. 21.5, а и рис. 21.1, е, ж, допу--скают поворот ползуна 1 относительно направляющей 2 на угол до 1—3 . Этот недостаток отсутствует у направляющей, выполненной в виде шлицевого вала (рис. 21.1, з). [c.318]

П р и м е р. Ваюнетка весом Q = 10 тс равномерно перемещается по наклонной плоскости со скоростью ц = 26 м/мин с помощью червячной лебедки (рис. 7.7, в). Определить мощность Л д и частоту вращения Пд вала двигателя лебедки, если заданы угол наклона плоскости а — 20° диаметр колес вагонетки D ( =600 мм диаметр цапф йц = 100 мм плечо трения качения К = = 1 мм приведенный коэффициент трения скольжения цапф /ц = 0,06 передаточное число лебедки i = 27 диаметр барабана D(, — 300 мм к. п. д. лебедки т = 0,7. [c.174]

При проектировании самотормозящей червячной передачи делительный угол подъема у следует выбирать приблизительно в 2 раза меньше угла трения р (табл. 138). Меньшие значения коэффициента трения соответствуют цементованным, шлифованным и полированным червякам при тщательной приработке и сборке передачи и обильной смазке маслом достаточной вязкости коэффициенты трения даны с учетом потерь в подшипниках валов червяка и червячного колеса в предположении, что оба вала смонтированы на подшипниках качения. Для обработанных чугунных червячных колес / = 0,06ч- 0,12 (меньшие знчения при иск > 2 м/с). [c.407]

Низкие коэффициенты трения оказались причиной более длительной работы металлоплакирующей смазки в узле трения по сравнению с товарными ЦИАТИМ-201 и ЦИАТИМ-203. Последние испытания были проведены Е. В. Ховриным на специальном возвратно-качательном стенде, который обеспечивал угол качения 45° и среднюю скорость скольжения 0,5 см/с. Узел трения вал— втулка (сталь—бронза) смазывался однократно. По мере роста числа циклов N коэффициент трения возрастал. Эксперимент завершался при коэффициенте трения 0,15. Результаты этой серии испытаний представлены на рис. 49. Анализируя результаты, видим, что с ростом удельной нагрузки р преимущества металлоплакирующей смазки становятся совершенно очевидными. [c.98]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...