Трение в кинематических парах

Трение в кинематических парах [c.96]

И постановке задач настоящего параграфа в большинстве случаев не учитывается трение в кинематических парах механизма. Получающиеся от этого ошибки незначительны, так как обычно в механизмах элементы кинематических пар работают со смазкой и поэтому реакции, рассчитанные без учета трения, мало отличаются по величине и направлению от реакций, найденных с учетом трения. Трением нельзя пренебрегать при значительных величинах коэффициентов трения и при положениях механизма, в которых возможно заклинивание или самоторможение. [c.103]

Пренебрегая трением в кинематических парах, можно отметить следующее. [c.104]

Такая задача, например, возникает при исследовании механизма прибора, который приводится в движение пружиной, при условии, что сопротивлением является трение в кинематических парах механизма. [c.135]

Вопрос об определении сил имеет большое практическое значение для расчета на прочность отдельных деталей механизмов, для определения мощности, потребной для работы механизма, для определения трения в кинематических парах, для расчета на износ труш,ихся деталей в кинематических парах и т. д. Зная силы, действуюш,ие на различные звенья механизма, конструктор может выбрать наиболее рациональные размеры звеньев, определить конструктивные их формы, необходимые для достаточной прочности деталей, обеспечить в кинематических парах достаточную смазку и т. д. [c.205]

Выше были рассмотрены основные вопросы теории сухого трения в кинематических парах. В настоящем параграфе изложим некоторые основные сведения по теории жидкостного трения. Как указывалось выше, при жидкостном трении непосредственное соприкасание между двумя поверхностями, движущимися друг относительно друга, отсутствует, ибо между этими поверхностями имеется промежуточный смазочный слой жидкости. При относительном движении поверхностей наблюдается сдвиг отдельных слоев жидкости друг относительно друга. Таким образом, трение в жидкостном слое сводится к вязкому сдвигу. [c.229]

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]

При движении звеньев механизма в кинематических парах возникают дополнительные динамические нагрузки от сил инерции звеньев. Так как всякий механизм имеет неподвижное звено-стойку, то и стойка механизма также испытывает вполне определенные динамические нагрузки. В свою очередь через стойку эти нагрузки передаются на фундамент механизма. Динамические нагрузки, возникающие при движении механизма, являются источниками дополнительных сил трения в кинематических парах, вибраций в звеньях и фундаменте, дополнительных напряжений в отдельных звеньях механизма, причиной шума и т. д. Поэтому при проектировании механизма часто ставится задача о рациональном подборе масс звеньев механизма, обеспе- [c.275]

Для определения мощностей, расходуемых на трение в кинематических парах, необходимо определить относительные угловые скорости в шарнирах и относительную скорость ползуна по направляющей. Относительная угловая скорость звена 1 относительно стойки 6 равна заданной угловой скорости i, так как вал А вращается в неподвижном подшипнике. Для определения относительных угловых скоростей в остальных шарнирах строим план скоростей механизма (рис. 14.5, б) и находим из построенного плана скоростей угловые скорости звеньев ВС, D и EG. Величины этих скоростей [c.314]

Силы инерции грузов Е- и обозначаем через и — Fa. Силами инерции самих звеньев можно пренебречь, так как их массы малы по сравнению с массами грузов. Силами трения в кинематических парах также пренебрегаем. При постоянной угловой скорости (Ор силы инерции муфты взаимно уравновешиваются. [c.401]

Силы сопротивления делят на полезные сопротивления, для преодоления которых предназначен данный механизм и которые обусловлены технологическим процессом, и вредные сопротивления (силы трения в кинематических парах, сопротивление жесткости канатов и цепей, гидродинамическое и аэродинамическое сопротивления). [c.56]

ТРЕНИЕ В КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАХ [c.67]

Для учета трения в кинематических парах рычажных механизмов при кинетостатическом расчете можно воспользоваться приближенным методом приведения сил трения, который дает незначи- [c.92]

Метод приведения сил трения заключается в следующем. Сначала определяют реакции в кинематических парах структурных групп механизма, а также уравновешивающую силу или уравновешивающий момент без учета трения (см. 3). Затем по найденным реакциям определяют силы трения в кинематических парах и подсчитывают суммарную мощность этих сил, после чего находят приведенную силу трения или приведенный момент сил трения. [c.93]

Трение в кинематических парах 71, 77 [c.483]

Как было сказано выше, при произвольных (в некоторых пределах) размерах звеньев механизм с избыточными связями q > 0) нельзя собрать без деформирования звеньев. Поэтому такие механизмы требуют повышенной точности изготовления, в противном случае в процессе сборки звенья механизма деформируются, что вызывает нагружение кинематических пар и звеньев значительными дополнительными силами (сверх тех основных внешних сил, для передачи которых механизм предназначен). При недостаточной точности изготовления механизма с избыточными связями трение в кинематических парах может сильно увеличиться и привести к заклиниванию звеньев, поэтому с этой точки зрения избыточные связи в механизмах нежелательны. [c.34]

В гл. 5 был рассмотрен силовой расчет механизмов без учета трения в кинематических парах. Наличие трения изменяет величину и направление действующих сил. Согласно положениям теоретической механики при наличии трения скольжения сила взаимодействия двух соприкасающихся тел отклоняется от общей нормали к их поверхностям на угол трения. Тангенс угла трения равен коэффициенту трения скольжения [c.230]

Для силового расчета с учетом трения в состав исходных данных надо дополнительно ввести коэффициенты трения в кинематических парах f,,, f,n, f, /, и. Кроме того, из кинематического расчета механизма должны быть получены направления относительных скоростей во всех кинематических нарах, т. е. mi, (о , (D2 i, y.vt. [c.235]

Энергия, подводимая к механизму в виде работы Ал движущих сил и моментов за цикл установившегося режима, расходуется на совершение полезной работы Л,,,, т. е. работы сил и моментов полезного сопротивления, а также на совершение работы А,, связанной с преодолением сил трения в кинематических парах и сил сопротивления среды А, = А,и +А,. Значения /4 1. и А, подставляются в это и в последующие уравнения по абсолютной величине. [c.238]

Колебательный процесс всегда сопровождается действием сил сопротивления (так называемых диссипативных сил). Природа этих сил различна. Их причиной является трение в кинематических парах, а также в неподвижных соединениях деталей (конструкционное трение в резьбе, в стыках и т.п.) внутреннее трение, возникающее между частицами материала (в металлах — весьма небольшое) наконец, специальные демпферы, устанавливаемые в нужных случаях на валопроводах для ограничения возникающих колебаний. [c.256]

Кроме того, при с<Срез/2 выход на рабочий скоростной режим (Оме во время пуска агрегата неизбежно будет связан с проходом зоны резонанса, так как при с<Срс,/2 средняя угловая скорость Ыч, рабочей машины больше частоты р собственных колебаний агрегата (зарезонансный режим). Проход зоны резонанса сопровождается хоть кратковременными, но значительными динамическими перегрузками. Особенно опасен в этом отношении процесс выбега, когда после выключения двигателя машинный агрегат, будучи предоставленным самому себе, теряет скорость под действием небольших сопротивлений (трение в кинематических парах и т. п.). Здесь обратный проход зоны резонанса может оказаться достаточно длительным, вследствие чего амплитуды вынужденных колебаний успеют возрасти до недопустимого предела. В то же время для конструкции, обладающей большей жесткостью (С>С К,), средняя угловая скорость о) , рабочей машины меньше частоты собственных колебаний р агрегата (дорезонансный режим), так что проход зоны резонанса. (как прямой, так и обратный) попросту отсутствует. [c.266]

Конструкционное демпфирование в неподвижных соединениях. Наряду с внешними демпфирующими факторами на колебания механических систем заметное влияние могут оказать энергетические потери внутри самой конструкции (конструкционное демпфирование). Эти потери происходят из-за трения в кинематических парах, а также в соединениях типа прессовых, шлицевых, резьбовых, заклепочных и т. п. Хотя такие соединения принято называть неподвижными, в действительности при их нагружении неизбежно возникают малые проскальзывания по контактным поверхностям на соответствующих относительных перемещениях силы трения совершают работу. [c.282]

Данный вариант кинематической схемы является весьма целесообразным для случая, когда нужно преодолевать большую нагрузку на ведомом звене в начале движения, поскольку угол давления it" = 0.4,, ,, в результате чего увеличивается момент движущей силы F l j относительно оси А и уменьшаются потери на трение в кинематических парах. [c.314]

Такие решения с применением систем уравнений Лагранжа второго рода являются приближенными не только из-за численных методов решения дифференциальных уравнений, но и потому, что трение в кинематических парах здесь можно оценить лишь весьма приближенно, а упругость звеньев и зазоры в кинематических парах не учитываются вообще. Поэтому при разработке опытных образцов ПР применяют экспериментальные методы динамического исследования ПР, позволяющие с помощью соответствующих датчиков и аппаратуры записать осциллограммы перемещений, скоростей и ускорений звеньев и опытным путем учесть как неточности теоретического расчета, так и влияние ранее неучтенных факторов. [c.338]

Силами вредного сопротивления / в называют силы, на преодоление которых затрачивается энергия, не дающая производственного эффекта. Это, главным образом, силы трения в кинематических парах при относительном движении звеньев. Силы реакций R в кинематических парах, или силы действия звеньев механизма друг на друга, определяются силовым расчетом механизма. Силы трения являются касательными состав- [c.58]

Жидкостное трение. При жидкостном трении в кинематических парах элементы трущихся поверхностей разделены слоем смазки и сила трения определяется сопротивлением сдвигу слоев жидкости. Жидкостное трение имеет ряд преимуществ малый износ трущихся поверхностей, лучший отвод тепла от них, а также возможность работы при больших скоростях. Впервые теория жидкостного трения разработана в 1883 г. акад. Н. П. Петровым и развита в работах Н. Е. Жуковского и С. А. Чаплыгина. К основным положениям этой теории относятся условия жидкостного трения. [c.73]

В формулах Фи, фхз. Фаз — углы трения или приведенные углы трения в кинематических парах, связывающих звенья / и 2, 1 и 3, 2 и 3. Например, для консольного звена 2 (рис. 33, б) [c.51]

К категории внешних сил относятся силы и моменты непроизводственного сопротивления, которые могут действовать на любые звенья механизма и на преодоление которых затрачивается дополнительная работа силы трения в кинематических парах, сопротивления движению звеньев со стороны среды (воздух, жидкость и т. п.), [c.242]

Трение в кинематической паре с гибким звеном [c.253]

Рис. 20.14. Трение в кинематической паре с гибким звеном

Рис. 21.9. Учет трения в кинематических парах при определении реакций

В реальных механизмах относительное движение звеньев всегда сопровождается действием сил сопротивления движению сил трения в кинематических парах, электромагнитного сопротивления в электромашинах, гидродинамического сопротивления в гидро-машинах и т. п. Поэтому колебательные движения звеньев сопровождаются действием сил неупругого сопротивления. Эти силы демпфируют колебания, т. е. способствуют гашению вибраций механизмов. Обычно силы демпфирования (гашения) в первом приближении принимают пропорциональными скорости движения. Тогда для схемы на рис. 24.3 вместо уравнения (24.2) будем иметь [c.310]

В тех задачах, где надо определить мощность, затрачиваемую на преодоление трения в кинематических парах механизма, следует поступать так 1) Вначале определить реакции в кинематических нарах, не учитывая трение между элементами кинематических пар. 2) Далее по найденным реакциям подсчитать силы или нометты трения, возникающие в этих парах, и, наконец, по определенным силам или NOMeHTaM трения подсчитать мощность, затрачиваемую на преодоление трения в кинематических парах механизма. [c.103]

Определить мощность N, затрачиваемую на преодоление трения в кинематической паре В (шарнире В) шарнирного четырех-звенаика в том его положении, в котором оси звеньев АВ и ВС горизонтальны, а ось коромысла D вертикальна. Звено D нагружено инерционной силой и инерционным моментом, а к звену АВ приложен урагновешивающий момент Му. Размеры звеньев = 100 мм, /лг == 200 мм, I D = 200 мм, координата центра масс S3 звена D, s, = 100 мм, масса звена D т- = 40 кг, его центральный мо- [c.117]

Дано 1ап = 500 мм, 1цс = 1500 мм, угловая скорость кривошипа 0) = 10 eк , масса ползуна 3 = 10 кг, первоначальная масса загрузки mmax = 50 кг, момент движущих сил, приложенный к звену АВ, Мд == 400 нм, ход ползуна /с == 1000 мм. Массами кривошипа и шатуна, а также трением в кинематических парах механизма и трением деталей о стол 4 пренебречь. [c.186]

Относительная скорость ползуна 5 по направляюш,ей а равна скорости Vq. М0Щ.Н0СТИ, затрачиваемые на трение в кинематических парах, равны (см. 47) f та а I 1. Рв = Ргв в 1 >211. Рс = Р сГс I 32 I. Ри = Pti/d I 3 . Ре = 42 . Pq = = Р аГа I 0)41 и Рц = F uVq. [c.315]

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]

Местные стеиени свободы вводят в механизмы для улучшения условий работы их звеньев, например для уменьшения трения в кинематических парах. [c.22]

Силы трения в кинематических парах механизмов значительно меньше сил нормальных реакций. Для учета трения при определении реакций можно считать результаты силового расчета механизма без учета сил трения первым приближением. По найденным при этом нормальным реакциям определяют силы трения в кинематических парах Ffij = R Jfij, где Т , —нормальные реакции в паре без учета трения fij — коэффициент трения в паре. [c.81]

При определении размеров звеньев следует иметь в виду, что при некоторых их соотношениях возникает самоторможение или заклинивание (рис. 6.4), т. е. внезапное прекращение движения в некоторых положениях звеньев. Заклинивание возможно в определенных относительных положениях звеньев в случае возникновения чрезмерных сил и моментов из-за трения в кинематических парах, возрастающих пропорционально увеличению движущих сил. Незакли- [c.57]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...