Приведенные коэффициенты и углы трения

Приведенные коэффициенты и углы трения в червячных парах [c.399]

Значения приведенных коэффициентов и углов трения качения найдем при условии равновесия нижнего ролика (рис. III.23, а). Величина моментов от сил трения F2 иТ относительно оси ролика [c.64]

Приведенные Коэффициенты и углы трения [c.267]

Следовательно, для уменьшения величины приведенного коэффициента трения качения и угла трения качения следует принимать диаметр d o H ролика минимально допустимым, а наружный диаметр ролика D — максимально допустимым конструкцией приспособления. [c.65]

Приведенные коэффициенты трения J и углы трения р при работе червячного колеса из оловянной бронзы по стальному червяку [c.59]

Приведенные коэффициенты трения / и углы трения р [c.226]

Для клина с двумя роликами (фиг. 15) трение скольжения заменяется трением качения, н в формулу (10) вместо коэффициента трения скольжения (tg фх) и угла трения скольжения (ф) следует подставлять приведенные коэффициент трения качения (tg ф1 р) и угол трения качения (q) p), т. е. выраженные соответственно через коэффициент и угол трения скольжения. [c.60]

Для винта и гайки с треугольной резьбой (фиг. 4. 8, в) в формулах (4. 16) и (4. 17) на основании формулы (4. 14) для клинчатого ползуна нужно заменить коэффициент трения / и угол трения ф приведенными коэффициентом трения /1 и углом трения фх [c.102]

Табл. 10.5. Значение коэффициента трения f и приведенного угла трения р [40]

Приведенные коэффициенты трения ( н углы трення ц> между стальным червяком и колесом из бронзы [c.235]

Рассмотрим определение приведенного коэффициента трения / в поступательной кинематической паре, образованной звеньями / и 2 (рис. 20.6), контактирующими по произвольной цилиндрической поверхности. Радиус поверхности р (Р) длиной I является функцией угла р, образованного радиусом р и вектором нормальной силы dPn-Эта сила, являющаяся реакцией в кинематической паре, создает на поверхности контакта давление р(Р). Тогда элементарная сила трения на элементе ds = р (Р) Фр, значение которой определяется по формуле (20.2), будет [c.247]

Сравнить величины приведенных коэффициентов трения (коэффициентов тяги) и силы тяги Р при передвижении груза = 49 кН вверх по наклонной плоскости с углом р = 30° для трех вариантов скольжения I, на колесах II и на стационарных катках III (рис. 10.25). Известны веса всех колес 0 = 4,9 кН вес тележки Gm = 19,61 кН диаметры колес равны диаметрам [c.167]

Расчет. Для обеспечения плавного движения ползуна в направляющей необходимо правильно выбрать ее длину L (рис. 4.74). Это особенно важно в тех случаях, когда сила Р, действующая на ползун, не совпадает с осью ползуна. В случае приложения силы под углом а (рис. 4.74, а) движение ползуна будет возможно, когда между силой Р и суммарной силой трения Р = / Е/ (/ — приведенный коэффициент трения Р1 — реакция направляющей на ползун) будет существовать неравенство < Рсоза. [c.473]

При малых углах 6 приведенный коэффициент трения f<х> и может возникнуть заклинивание ремня в желобе, во избежание чего угол 9 стандартизован в пределах 38—40°. Увеличение сцепления клинового ремня со шкивом приводит к соответствующему возрастанию коэффициента тяги k. Это позволяет применять меньшие углы обхвата ai и, следовательно, осуществлять большие передаточные отношения i i2 при тех же межцентровых расстояниях а. Поэтому клиноременная передача получается компактнее аналогичной плоскоременной. [c.316]

Формулами (40.1), (40.4) можно пользоваться при определении к. п. д. и коэффициента оттормаживания червячно-реечных н винтовых передач. Характерной особенностью червячных и червячно-реечных передач является существенная зависимость коэффициента (угла) трения в зацеплении от скорости скольжения, представляемая обычно в табличной форме. В табл. 12 представлены данные для приведенного угла трения передач с закаленным [c.239]

Обязательным условием функционирования ременной передачи является ее натяжение путем перемещения одного из шкивов, натяжным роликом (рис. 2.17) или пружиной, автоматическим устройством, регулирующим натяжение в зависимости от внешней нагрузки и т. п. По сравнению с плоскоременными клиноременные передачи требуют меньшего натяжения ремней благодаря тому, что за счет описанного выше при рассмотрении фрикционных передач с клинчатыми катками (см. рис. 2.14) расклинивающего эффекта они имеют более высокий приведенный коэффициент трения/ р, который определяется по формуле (2.12). При стандартном угле клина поперечного сечения ремня а = 40° отношение /пр// составляет 2,92. Для обеспечения передачи движения с одинаковыми значениями полезного окружного усилия F при прочих равных параметрах клиноременные передачи требуют натяжения в 1,6. .. 2,2 раза меньше, чем плоскоременные передачи. [c.43]

Естественно, что при таких значениях угла подъема резьбы ср самоторможение не обеспечивается, кроме того, подобные углы подъема трудно выполнить на практике. По этим соображениям величину ф принимают не более 20- -26°, причем лишь в многоходовых винтах. Формулы, выведенные для прямоугольной резьбы, можно применить и дл Ц треугольной, если вместо коэффициента трения /, входящего в формулу для прямоугольной резьбы, подставить условный (приведенный) коэффициент трения треугольной резьбы f, рассматривая треугольную резьбу как клинчатый ползун. [c.109]

Основная идея устройства центрального клина 3 с углом конуса 2р заключается в увеличении силы трения, так как вместо коэффициента трения между клином и внешней обоймой мы получаем приведенный коэффициент трения [c.255]

Y - угол конического углубления шпы...° (р, - приведенные углы трения в резьбе, - коэффициент трения между заготовкой и винтом (гайкой) /] 0,16. [c.120]

Соответствующий этому приведенному коэффициенту угол трения обозначим ф и назовем приведенным углом трения тогда [c.59]

Очевидно, что соотношению коэффициентов трения f и f соответствует соотношение между углами трения ф и ф, где ф — приведенный угол трения (по аналогии с формулой (111) и считая тангенсы малых углов равными самим углам) [c.106]

Нужно подчеркнуть, что / и р в выражениях (12.25) и (12.26) представляют приведенные коэффициент трения и угол трения, зависящие не только от сочетания материалов винта и гайки, но и от угла р осевого профиля. Только в том случае, если профиль резьбы прямоугольный (Р = 0), / = / и р =р. [c.420]

При заданной внесиней статической нагрузке на толкателе, например силе f,ui> полезного сопротивления, силе F,, упругости пружины для силового замыкания и силе тяжести 6 а толкателя (рис. 17.5,U), реакции в кинематических парах являются зависимыми от угла давления, т. е, от закона движения толкателя и габаритных размеров механизма. Этот вывод легко установить из анализа плана сил, приложенных к толкателю (рис. 17.5, а, б) и формул (12.11) и (12.12). Чем больше угол давления ), тем больше реакции [ гл и в кинематических парах, а следовательно, тем больше силы трения при заданных коэффициентах трения — между башмаком толкателя 2 и кулачком / и — толкателем 2 и направляющими 3. При расчетах сил в кинематических парах для поступательной кинематической пары между толкателем и направляющими используют приведенный коэффициент трения / "Ь, который рассчитывают по величине угла определяющего положение реакции Ftw относительно перпендикуляра к направлению перемещения толкателя. [c.451]

В предыдущем параграфе расс.мотрено трение в поступательной паре с плоскими направляющими под действием нагрузки Q, направленной под углом а к нормали. При этом получена формула (7.3) для определения силы трения. Если направляющие ползуна имеют другую форму, нанри.мер трапеции (клина) или цилиндра, то для определения силы трения можно воспользоваться понятием приведенного коэффициента трения / и приведенного угла трения р, которые учитывают форму направляющих. [c.74]

Потери в винтовой паре зависят от двух параметров — угла у подъема винтовой линии и приведенного коэффициента трения /, когорые определяются элементами пары (см. гл. 20). При повороте звена 1 (рис. 26.4) на угол 0 необходимо затратить работу = = Т0. При этом получим полезную работу силы F, равную Лз = = О.БКОФз tg у. Учтя (см. гл. 20), что Т = 0,5II2F tg у + ср ), получим [c.325]

Значение приведенного коэффициента трения кроме скорости скольжения зависит также от материалов червяка и червячного колеса, шероховатости активных поверхностей, качества смазки. Ориентировочные значения приведенного угла трения ф (для червячных пар сталь — оловянная бронза) в зависимости от скорости скольжения приведены в табл. 8.3 (меньшие значения для шлифованных червяков для колес из безоловян-ных бронз значения увеличивают примерно на 40%). [c.171]

Необходимо учитывать, что в условиях толчков и вибраций возможны значительные колебания приведенного коэффициента трения (следовате.1гьно, и приведенного угла трения), поэтому самоторможение практически не может быть гарантировано и при у<ф. [c.173]

Коэффициент трения между шкивом и ремнем определяется величиной угла профиля (р, который для недеформированного ремня составляет 40°. При огибании шкивов угол (р уменьшается и на шкивах малого диаметра может достигать 34°. Приведенный коэффициент трения / между шкивом и клиновым ремнем рассчитьшается из выражения [c.6]

Передачи скольжения сохранили широкое применение вследствие простоты конструкции и отработанной технологии получения резьбы. В целях повышения КПД в передачах винт-гайка скольжения используют резьбы, имеющие пониженный приведенный коэффициент трения (см. 2.4). К ним относятся трапецеидальные и упорные pe3b6bF (рис. 15.2) с углами рабочего профиля соответственно [c.392]

Аналогичное положение, как можно убедиться путем анализа приведенных в табл. 1 условий существования режимов, имеет место, когда коэффициенты трения Д и / неодинаковы, но угол наклона плоской поверхности к горизонту а меньше по модулю угла трения скольжения р = ar tg f. При этом ускоренное движение частицы не может иметь места. Условия существования каждого из регулярных режимов и относительного покоя во всех случаях таковы, что при выполнении условий существования какого-либо одного из этих режимов не выполняются условия существования ни одного из прочих. [c.20]

Резьба трапецеидальная одноходовая (ГОСТ 9484—60) предназначена для передачи движения и применяется в различных винтовых механизмах ходовые винты станков и счетных механизмов, винты суппортов, штурвальные винты, грузовые винты домкратов, прессов и др. Такое применение объясняется малым профильным углом (по сравнению с метрической резьбой 30 вместо 60°), что обеспечивает у этой резьбы повышенный к. п. д. за счет снижения приведенного коэффициента трения [c.520]

Обозначения а Q — сила закрепления заготовки и сила на приводе соответственно. И а — угол скоса клина ф фх Фз — углы трения (ф = ф] = Фа = = 5 6°) приведенный угол трения фщ, = ar tg (d/D), ф — угол трения скольжения в точке закрепления эксцентриком d и -D — диаметр цапфы ролика и наружный диаметр ролика соответственно, мм in = 0,85 Н-0,95 — КПД рычажного ЭЗМ / = = 0.10,15 — коэффициент трения плунжерной пары L —длина рукоятки, мм — сила сопротивления пружины, Н (На эскизах не показана) I, 1х, U, — плечи, мм. [c.412]

Расчет передачи. Для определения кинематических и силовых параметров передачи в формулах (13.1)...(13.6) средний диаметр резьбы d2 надо заменить на диаметр окружности, на которой расположены центры шариков, D p. Расчетный угол подъема резьбы соответствует углу подъема винтовой линии по цилиндру диаметром Лор, а угол р — приведенному углу трения качения pK tgpK=/K, где /к — коэффициент трения качения. При закаленных винтовых [c.264]

В винтовом механизме обычно возникает момент М = PR p-Формулы (6.20), (6.21) получены для прямоугольной резьбы. Для винтовых пар с треугольной к тр з пецеида ль ной резьбой следует учитывать приведенный коэффициент трения / и приведенный угол трения р, поскольку при таких резьбах нормаль ная реакция N наклонена к оси под углом р (рис. 6.49). Отсюда приведенный коэффициент трения для треугольной (трапецеидальной) резьбы равен / = fi os р, oo гветственно приведенный угол трения [c.345]

Толкатели, получающие движение от кулачков, снабжают башмаками, непосредственно контактирующими с профильной поверхностью кулачка. В большинстве случаев применяют роликовые и остроконечные башмаки (рис. 11.71, а—ж), реже — криволинейные (рис. П.71, з). Роликовые башмаки имеют меньший приведенный коэффициент трения, что позволяет, как это будет показано в дальнейшем, уменьшить углы холостых ходов. При роликовых баЩмаках возникают значительно меньшие контактные напряжения, чем при остроконечных. Поэтому остроконечные башмаки применяют чаще всего при небольших нагрузках в легких автоматах. Следует заметить, что использование остроконечных башмаков позволяет получить более высокую точность перемещения, так как при этом исключается влияние биения ролика. Этим обусловливается применение остроконечных башмаков в прецизионных автоматах фасоннопродольного точения. [c.290]

Чтобы уменьшить приведенный коэффициент трения, ролики иногда монтируют на опорах качения. Применение игольчатых подшипников (рис. 11.71, г) позволяет получить достаточно компактную конструкцию. Использование в качестве ролика подшипников качения приводит к увели-чению -диаметра ролика и углов х лостых ходов. [c.290]

В. свою очередь, приведенный коэффициент трения зависит от материалов и чистоты рабочих поверхностей червяка и червячного колеса, относительной скорости скольжения, угла профиля нарезки чфвяка и качества смазки. Для стального червяка и бронзового колеса величину приведенного угла трения ф в зависимости от скорости скольжения можно принять по табл. 34.2. [c.465]

При некотором значении Отах наступит самоторможение механизма и движения не будет даже при отсутствии нагрузки (Рп < р1 + р2). При в, близких к 0тах, СИЛЫ, действующие в механизме, значительно превышают расчетные, что может вызвать поломку механизма. Для определения величины опасного угла давления в в зависимости от приведенного коэффициента трения /гп можно использовать график (рис. 169, б). [c.328]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...