116. 117 - Формулы трения

Внутри очень тонкого вязкого подслоя касательное напряжение изменяется мало, и поэтому согласно формуле трения Ньютона (6.1) распределение скорости в нем будет линейным [c.167]

Мощность сил трения при верчении шарика определится по формулам трения для пяты (см. гл. 15). Поверхность трения представит круг, диаметр которого равен диаметру упругой площадки контакта шарика с плоскостью АТ. Определение потерь на трение при верчении требует знания закона распределения контактных напряжений на упругой площадке контакта. Это становится возможным в результате решения контактной задачи Герца. Вследствие громоздкости выкладок, отсутствия точных данных о коэффициентах трения качения и скольжения предпочтительнее соотношения между силами Р и Q устанавливать на основании экспериментальных данных. [c.502]

Решение. Определим по формуле (11.1) угол трения ф [c.98]

Решение. Рассмотрим равновесие ползуна (рис. 59, б). К ползуну приложена силы Рд, Q, Pjj и F. Из чертежа видно, что Q = — Р" тогда по формуле (11.2) сила трения будет равна F = Q-f= 100.0,1 = 10 н. Искомая [c.99]

Из этой формулы следует, что ползун А выходит из состояния покоя, когда тангенс угла ф становится равным коэффициенту трения покоя / , т. е. когда ф = фд. [c.219]

Для таких ползунов рекомендуется определять силу трения F по формуле [c.224]

Формула для определения силы трения с треугольной резьбой имеет следующий вид [c.227]

Так как углы трения малы, то можно считать sin ф ж tg ф. Вследствие этого радиус р круга трения будет приближенно равен р = rf. Момент трения М во вращательной паре обычно определяется по формуле [c.228]

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]

Предположим в первом приближении, что моменты сил трения равны нулю — О, М . = —= О и = 0. Тогда задача сводится к ранее рассмотренному в 55 случаю расчета группы без учета сил трения в кинематических парах. Указанными там методами находим составляющие и F и строим план сил (рис. 13.11,6). Пусть на этом плане сил полученные реакции в парах В, С и D соответственно равны F21. F32 и F34. На рис. 13.11, б реакция F32 не показана, чтобы не загружать чертеж. Полученные значения реакций F , F32 и Fh подставляем в формулы (13.18). Имеем [c.259]

Из формулы (14.19) следует, что для определения коэффициентов полезного действия отдельных механизмов необходимо каждый раз определять работу или мощность, затрачиваемые на преодоление всех сил непроизводственных сопротивлений за один полный цикл установившегося движения. Для этого определяют для ряда положений механизма соответствующие силы непроизводственных сопротивлений. Для большинства механизмов — это силы трения. Далее, по известным скоростям движения отдельных звеньев механизма определяются мощности, затрачиваемые на преодоление сил трения. По полученным значениям мощностей определяют среднюю мощность, затрачиваемую в течение одного полного цикла установившегося движения на преодоление сил трения. Тогда, если мощность движущих сил будет известна, коэффициент полезного действия определится по формуле (14.19). [c.313]

В этих выражениях Гд, г , Гс, Гд, Ге и Гд суть радиусы цапф соответствуюш,их шарниров. Подставляя в полученные формулы значения сил трения и абсолютные значения относительных скоростей, получаем соответственно [c.315]

Так как согласно формуле (20.13) равновесная угловая скорость регулятора при отсутствии трения равна сор == BJA, то [c.409]

Итак, коэффициент нечувствительности е прямо пропорционален силе трения F. . Из формул (20.29) и (20 30) имеем [c.409]

Как это было показано в 45, выражение (26.58) для силы трения Ft является приближенным. Мгновенный коэффициент полезного действия т] механизма без учета трения в высшей паре и подшипнике вала кулачка можно определить по формуле [c.529]

Момент отвинчивания с учетом трения на торце гайки, по аналогии с формулой (1.6), [c.23]

В формулах (5.5) и (5.6) г — число болтов, расположенных с одной стороны вала, /< =(1,3... 1,8) — коэффициент запаса. Коэффициент трения для чугунных и стальных деталей, работающих без смазки, можно выбирать в пределах / 0,15...0,18. [c.75]

Эти соотношения приводят к следующим приближённым формулам трения для подшипника бесконечной длины [c.133]

Экспериментальные исследования показали [11], что вид формулы трения в большей степени зависит от вязкости жидкости. Для жидкостей с большой вязкостью закон силы трения является жидкостным (рис. 190, кривая 1), а для маловязких жидкостей сила трепня детали по лотку описывается законом Кулона — Амоп-тона (кривая 3). Кривая 2 абсолютное ускорение лотка. Таким образом, механизм взаимодействия детали с лотком и количественные величины значений сил трения детали о лоток определяются параметрами кривых, полученных при измерении абсолютного ускорения детали, помещенной на гармонически колеблющейся плоскости в продольном направлении. [c.210]

Если опорные поверхности направляющих 1 (рис. 11.13) считать упругими, то давление на эти поверхности будет распределяться по сложному закону, определяемому внешними нагрузками и упругими свойствами ползуна и поверхностей направляющих. Точное решение такой задачи представляет значительные трудности, а потому примем некоторые упрощающие предположения. Так как между ползуном и направляющими всегда имеется производственный зазор, то под действием приложеиных к ползуну сил ползун может или прижиматься к левой AD или к правой ЕВ поверхности направляющих, или перекашиваться так, как это схематично показано на рис. 11.13. В первом случае сила трения может быть определена по формуле (11,8). Во втором случае реакции опор надо считать приложенными в точках Л и В или D и Е (рис. 11.13). [c.222]

Из формулы 11.17 видно, что величина условио называемая коэффициентом трения клинового ползуна, больше коэффициента трения плоского ползуна в направляющих. [c.224]

При рассмотрении явления сухого трения во вращательной кинематической паре пользуются различными гипотезами о законах распределения нагрузки на поверхностях элементов этой пары. С помощью этих гипотез могут быть выведены соответствующие формулы для определения сил трения и мощности, затрачиваемой на преодоление этих сил. Такие гипотезы были предложены некоторыми учеными (Рейе, Вейсбах и др.). Недостатком всех этих гипотез, так же как это имело место и для винтовой пары, является отсутствие достаточного экспериментального материала по вопросам распределения давлений во вращательных парах, работающих без смазки. Поэтому мы не будем останавливаться на всех различных формулах определения сил трения во вращательных парах, ограничившись выводом простейших из них, сделанным на основе элементарнейших предположений, схематизирующих явление. [c.227]

Из формулы Sii. iepa следует, что сила натяжения возрастает с увеличением угла обхвата а. и коэ4)фициента трения /. При постоянном коэ4хфициенте трения / увеличение угла обхвата а дает весьма быстрое увеличение силы F . Подставляя в равенство (11.42) значение F из формулы (11.49), получаем для силы трения Fj выражение [c.238]

Для еще большего уточнения величин реакций в пара.х можно снова повторить проведенный расчет, для чего полученные зна-чеипя F 21, F i 2 н F34 надо снова подставить в формулы (13.18), определить новые значения моментов трення M У, MlX, ШУ" и и их в свою очередь подставить в уравнения (13.19) и [c.260]

Из формулы (21.15) следует, что чем меньше угол г ), тем больше работа силы F. Работа А будет максимальной при г" = 0. Угол д, образованный направлением действия силы F, прилох енной к ведомому звену в точке С, и скоростью <Пс точки С, называется углом давления. Таким образом, чтобы вся работа силы F расходовалась на движение ведомого звена, нужно обеспечить совпадение направления этой силы с направлением абсолютной скорости Toi i точки ведомого звена, к которой приложена сила F. Обычно в механизмах угол давления не равен нулю, вследствие чего только одна слагаюш,ая силы F сообщает движение ведомому з[ сну, другая же вызывает дополнительные вредные сопротивления трения в кинематических парах. [c.420]

Формулы (1.164) п (1.168) получены при пспользовашш ряда упрощающих допущений справедливость закона Гука при деформации труСы и жидкости, отсутствие трения в жидкости и других видов рассеивания энергии в процессе удара и равномерность распределения скоростей по сечеиию трубы. [c.146]

Самоторможение и к. п. д. винтоеой пары. Условие самоторможения можно записать в виде где 7 определяется по формуле (1.8). Рассматривая самоторможение только в резьбе без учета трения на торце гайки, получим tg( p—г1з)>0 или [c.24]

В формуле (1.50) не учитывается действие момента М, так как момент не сдвигает детали и не изменяет суммарного значения сил трения в стыке. Если условие (1.50) не выполняется, то это значит, что условие (1.48) нераскрытия стыка не является решающим для данного соединения и затяжку следует определять по условию (1.50) несдвига-емости деталей [c.42]

Условия нагружения заклепок подобны условиям нагружения болтов, поставленных без зазора (сравни рис. 2.4 и 1.21). Поэтому для заклепок остаются справедливыми расчетные формулы (1.21) и (1.22), которые определяют прочность по напряжениям среза т и смятия При расчетах заклепочных соединений, нагруженнйх силой в плоскости стыка, допускают, что нагрузка распространяется равномерно между всеми заклепками шва, силы трения в стыке не учитывают. [c.51]

Полученные выше расчетные формулы не учитывают влияния сил трения, которые образуются в соединении при посадках с натягом. Эти силы трения частично разгружают шпоику и учитываются при выборе допускаемых напряжений — см. выше. [c.79]

Обычно принимают стандартную конусность 1/10, При этом а = = 2 5Г40" коэффициент трения / г 0,11... 0,13 коэффициент запаса /С 1,3., . 1,5. За расчетный момент Т принимают максимальный fgaj — определяют по формуле (1.6), в которой 7, ,,,= = где —длина стандартного ключа d — диаметр [c.92]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...