Трение в шарнирах и направляющих

Нахождение сил с учетом трения в шарнирах и направляющих [c.186]

При д = 0 механизм является статически определимым, а при <7 > О — неопределимым. На практике наибольшее распространение имеют статически определимые системы, поскольку их элементы требуют меньшей точности изготовления, собираются без натягов и обладают минимальным трением в шарнирах и направляющих. Поэтому предпочтение следует отдать механизмам с д = 0. [c.135]

Анализ влияния угла передачи на разложение сил мы произвели без учета сил трения в шарнирах и в направляющих. Можно показать (мы на этом не останавливаемся), что учет трения в кинематических парах еще более усугубляет неблагоприятное влияние угла передачи на разложение сил. [c.79]

В реальном механизме наряду с ранее упомянутыми силами и моментом действуют еще моменты трения в шарнирах и сопротивления трения перемещению ползуна в направляющих. [c.22]

Ра, Рву Рсу — реакции в шарнирах и направляющей f.A, Ib> f f — коэффициенты трения в соответствующих кинематических парах й л, й в, de — диаметры цапф шарниров [c.87]

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]

Реакции R , 12, R32, R в кинематических парах для каждого положения механизма можно определить г , г и — радиусы цапф соответствующих шарниров, а также / , /д и —коэффициенты трения в соответствующих шарнирах и направляющей ползуна заданы. [c.367]

Л. П. Смирнов (1877 — 1954) по окончании в 1897 г. училища по рекомендации Н. И. Мерцалова был оставлен на кафедре. Его научная деятельность связана с исследованиями механики паровых машин и ряда вопросов кинематики и динамики машин. Одной из первых его работ в стенах МТУ было предпринятое им исследование шарнирных механизмов. Кинематическое и динамическое исследование многозвенных шарнирных механизмов имело по его словам целью ...в своей первой части дать самый общий графический метод нахождения скоростей каких угодно точек многозвенных шарнирных механизмов, а в своей второй части — использовать этот метод для исследования сил трения в шарнирах направляющих третья часть будет посвящена динамическому исследованию механизмов того же рода . [c.25]

Мощность на валу приводных звёздочек, поглощаемая цепным скребковым конвейером при установившемся движении, связана с преодолением а) трения материала о дно и стенки жёлоба, б) сопротивления перемешиванию материала, в) сопротивления движения цепей по направляющим, г) трения в шарнирах цепей при повороте звеньев на звёздочках и на кривых участках рамы, [c.1077]

Примечание. Рд — сила закрепления заготовки, Н М = QL— момент, действующий на эксцентриковый кулачок, Н-мм I и li—длины плеч прихватов, мм Н — длина направляющей Г-образного прихвата, мм г) = 0,9 — коэффициент, учитывающий потери на трение в шарнирах прихватов фц фг, Фз — углы трения в точках приложения сил и на оси эксцентрикового кулачка (= >5°) а р —средний угол подъема кривой эксцентрикового кулачка г р — средний радиус, проведенный из центра вращения эксцентрикового кулачка в точку его контакта с прихватами, рычагами, плунжерами, мм / = 0,1- 0,15 — коэффициент трения q — сила сопротивления пружины, Н 1 ж h — соответственно длины плунжера и его направляющей, мм. [c.399]

При движении гибкого тягового элемента по направляющей шине (фиг. 9, в) или роликовой батарее (фиг. 9, г) возникают сопротивления от трения в шарнирах цепи на входе и выходе цепи с поворота и от трения при качении катков (или скольжения) цепи по шине (или движения цепи по роликам батареи) [c.35]

При проектировании машины, конечно, всегда следует стремиться уменьшить и силы полезных и силы вредных сопротивлений. При работе всякой машины па нее всегда действуют и силы движущие и силы различных сопротивлений. Например, в лесопильной раме движущими силами является движущий момент УИд, развиваемый двигателем, приводящим в движе-1ше лесопильную раму. Силами полезных сопротивлений являются силы сопротивления резанию Рре, древесины (лесопильная рама для того и создана, чтобы преодолевать эти силы). Силами вредных сопротивлений являются силы трения между рамой и направляющими, в различных шарнирах (подшипниках) и т. д. - [c.211]

При построении плана сил основной величиной будет сила полезного сопротивления Pq (см. рис. 1.5, б). Очевидно, что направление силы сопротивления, обусловливаемой трением в направляющих, совпадает с направлением силы Рд, поэтому сила Я п будет отклонена от перпендикуляра к направляющим на угол ф (tg ф = /, а / — коэффициент трения в направляющих). Результирующая сила по шатуну Рд должна уравновешивать момент трения в шарнире В, создаваемый силами трения, распределенными по поверхности контакта шарнира. Плечо сил трения относительно оси шарнира В равно г в- Та же сила должна уравновешивать и мо.мент трения в шарнире А. [c.22]

Разработать и создать новые антифрикционные узлы трения, конструкционные и смазочные материалы для них с обеспечением КПД этих узлов на уровне КПД биологических узлов (суставов человека и животных) при требуемой долговечности. Это необходимо как для медицинских задач по трибологии, так и для подшипников, опор, шарниров и направляющих в роботах, манипуляторах, приводах малогабаритных счетно-решающих устройств. [c.22]

Основной недостаток конвейерных механизмов на базе цепей - сравнительно быстрый износ шарниров и направляющих, по которым скользят элементы конвейера. Чтобы повысить долговечность, применяют износостойкие материалы для элементов шарнира и направляющих, обеспечивают надежную смазку, а в некоторых случаях трение скольжения конвейера по направляющим заменяют на трение качения роликов конвейера. [c.768]

Приведенная к поршню сила трения в направляющих и шарнирах механизма постоянна. [c.207]

Произведем операцию разложения силы Р, аналогичную выполненной в п. 9 по отношению к силе Р, а именно разложим силу Р по направлению шатуна и направлению, перпендикулярному направляющим — в итоге получим силы 8 и N. Как видим, благодаря влиянию весов сила N, представляющая нормальную нагрузку направляющей, значительно увеличивается по сравнению с соответствующей силой N на рис. 16, в связи с чем возрастают потери на трение в направляющих. Что касается силы 5, то для механизма с горизонтальным ходом ползуна (если не учитывать трение) она остается равной прежней силе. Сила N уравновешивается нормальной реакцией в направляющей, т. е. 43 = —N, а сила 5 передает в шарнир А. Прежде чем производить разложение сил в шарнире А, сложим силу 5 с весовой нагрузкой Оа и результирующую силу обозначим через 5, т. е. [c.56]

JL 0,08 — коэфициент трения скольжения в шарнирах кривошипного механизма и в направляющих ползуна. [c.556]

Через шатун 23 возбудитель соединен с рессорой 13, которая закреплена в силовом рычаге 12 двутаврового сечения. Последний установлен на станине с помощью крестообразного упругого шар нира с внутренним трением 11 и связан ленточным упругим шар- пиром 10 с тягой 9 активного захвата 19. На конце рессоры 1 закреплен груз 14, вес которого подобран таким образом, чтобы рессора колебалась в резонансном режиме, разгружая подшипники на главном валу возбудителя, увеличивая его ресурс. Тяга 9 закреплена на двух упругих направляющих 8 в виде диафрагм кольцевого типа, установленных на станине. И упругие шарниры,, и упругие направляющие имеют большую податливость в направлении, обеспечивающем передачу усилия на образец. Образец 17 чертеж которого представлен на рис. 91, крепится в активном 19 и пассивном 4 захватах. Статическое растяжение образца осуществляется с помощью пружины 24. [c.115]

Стол 2 расположен на специальном прямолинейно-направляющем механизме 9, 10, который состоит из шарнирных четырех-звенников. Для максимального уменьшения трения все шарниры выполнены в виде каленых призм и подушек. Стол 2 установлен [c.103]

Сила этого сопротивления не зависит от угла перегиба ленты. Сила сопротивления перегиба тяговой цепи, обусловленная трением в ее шарнирах и приводящая к повышению продольных усилий в цепи при огибании отклоняющих устройств (звездочек, блоков, криволинейных направляющих), [c.64]

Если принять, что коэффициент трения в направляющих и шарнирах приблизительно одинаков и равен /, то для.уравновешивания. моментов силой Рав необходимо ей задать направление по касательной к кругам трения /гд и fr, . Чтобы обеспечить равновесие шарнира 5, равнодействующая по шатуну, направленная вниз, должна создать. момент, совпадающий с направлением вращения шатуна относительно ползуна. Следовательно, касательная должна проходить справа от точки В. Анализ равновесия шарнира А приводит к выводу о том, что сила Рав должна пройти слева от точки А (см. рис. 1.5, б). [c.22]

Сопротивление перегиба тяговой цепи, возникающее вследствие ее жесткости, обусловливается трением в ее шарнирах и приводит к повышению продольных усилий в цепи при огибании отклоняющих устройств (звездочек, блоков, криволинейных направляющих). Возрастание усилия в цепи при огибании отклоняющих устройств, возникающее вследствие ее жесткости, [c.38]

Полученное выше выражение для мощности трения Мр не совсем точно. В каждой машине всегда имеется дополнительное трение, не зависящее от реакций, действующих в шарнирах, но которое определяется характером и точностью сборки и т. д. Его часто называют сборочным. Величина силы этого вида трения зависит от затяжки подшипников, точности и напряженности клиньев направляющих, вязкости смазки и т. д. В результате правильно было бы полную мощность, вводимую в механизм, определять суммой [c.484]

Кз — опорный коэффициент, учитывающий долю свободного давления N, которая воспринимается основанием штабеля или рабочей площадкой. Если ковш опирается на площадку, Кз = 1 если он находится полностью в подвешенном со-состоянии, Кз = О (сопротивлениями трения в направляющих, шарнире рукояти и др. пренебрегаем). В обычных условиях можно принимать Кд = 0,2 -ь 0,4 [c.142]

В новых зарубежных конструкциях конвейеров легкого типа известно применение цепей из стекловолокна с шаровыми шарнирами (см. рис. 20, в). Использование стального каната в подвесных конвейерах очень заманчиво, поскольку канат легко изгибается в любом направлении, не имеет шарниров, легче и дешевле цепи. Однако основные недостатки каната, указанные в гл. И, ограничили возможности его применения в подвесных конвейерах. Известна эксплуатация подвесных конвейеров с канатом диаметром 12,5— 14 мм (тип ТК 6х 19 = 114 проволок по ГОСТу 3070—55). Наиболее рациональным следует считать, как показал опыт, использование каната диаметром 6,2 мм (ГОСТ 3070—55) для конвейеров весьма легкого типа с полезной нагрузкой на каретку до 25 дан кГ) и тяговым усилием до 200 дан (кГ). При этих параметрах получаются наиболее надежными фрикционный привод и крепления каретки. В зарубежной практике в качестве тягового элемента конвейеров легкого типа применяют также специальный канат диаметром 12,7 или 18 мм с дополнительной спиральной оплеткой из толстой проволоки (рис. 158). Спирально навитая проволока образует своего рода рейку и позволяет применять для привода конвейера специальную звездочку, имеющую зубья, подобные зубьям червячного колеса. Однако заметный износ от трения наружных проволок каната на приводе о неподвижные направляющие (см. ниже) ограничил возможность широкого применения и этого специального каната. [c.227]

Примечание. Для двухрычажных шарнирных механизмов двустороннего де11ствип си,па W и ход S суммарные а —уго.п наклона рычага длиной L g = ar sin/-d/D — дополнительный угол, учитывающий потери на трение в шарнирах D и а — соответственно наружный диаметр ролика и диаметр цапфы ро.лика, мм f — коэффициент трения в шарнирах Ф — угол трения в цапфе ролика Ф дp = ar tg d/D — приведенный угол трения в цапфе ролика = 31/а tg (р — приведенный угол трения в плунжерной паре ч>г — угол трения в плунжерной паре а — длина направ.пяюшей плунжера, мм (— расстояние от оси шарнира до середины направляющей плунжера. Передаточное отношение подсчитано при ф1 = Фа = = 5 50 tg = 0,05 tg ф = 0,21 Э = d/U = 0,5 зг/а = 2,1. [c.417]

Реакции 7 / 1,9, / з,2, / з,4 в кинематических парах для каждого положения механизма можно определить го, г а — радиусы цапф соответствующих ш-арниров, а также /о, /л. /в, и в, — коэффициенты трения в соответствующих шарнирах и направляющей ползуна заданы. Угловые скорости звеньев и скорость vв ползуна по направляющей определяют из плана скоростей. Построив график изменения мощности Л р за один полный цикл, можно определить среднее значение Л тр.ср мощности, затрачиваемой на преодоление сил трения. Аналогично по заданным силам полезных (производственных) сопротивлений определяют мощность Л п.с, затрачиваемую на преодоление этих сил сопротивлений в каждый данный момент времени. По графику изменения мощности Л п.с находят среднее значение Л/ п.с.ср мощности сил производственных сопротивлений. Средняя мощность движущих сил [c.160]

Кроме потерь на ведущих участках гусеничных цепей, при работе гусеничного движителя в нем возникают еще потери под влиянием веса трактора и предварительного натяжения гусениц. Сюда входят потери на трение в подшипниках направляющих колес, опорных и поддерживающих катков на качение опорных и поддерживающих катков по беговым дорожкам гусениц нз трение в шарнирах звеньев неведущих участков гусеничных цепей на биение гусениц и т. д. Обозначим момент сопротивления, создаваемый на ведущих колесах гусеничного движителя силами, вызывающими указанные потери, через Мгус- [c.329]

Определить скорость ползуна А, а также количество дви кснн>с механизма в тот момент, когда угол ОАВ будет равен 30°. Ikwi.ty-пы считать точечными массами /и = 1 кг, трением в направляющих и шарнирах пренебречь. [c.140]

Степень нечувствительности снижается устранением трения в направляющих элемента выходного звена и уменьшением трения в его шарнирах, а также устранением мер1 вых ходов, которые в регуляторе должны не превышать 0,05— 0,08 мм. [c.128]

Направляющие с внутреннид трением для вращательного движения, часто называемое упругими шарнирами, имеют следующие преимущества малое трение, отсутствие зазоров и необходимости в смазке, долговечность и надежность работы. К недостаткам относятся противодействующее изменяющееся усилие и ограниченная величина угла поворота подвижного звена. [c.509]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...