Примеры расчета момента трения

ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА МОМЕНТА ТРЕНИЯ [c.48]

Пример расчета моментов трения подшипников скольжения и качения. Определим момент трения подшипников скольжения для оси 1 (фиг. 69) по формуле [c.162]

Основные положения силового расчета с учетом трения такие же, как и расчета без учета трения (см. 5.1). Это объясняется тем, что согласно анализу действия сил в кинематических парах, сделанному в 7.2, наличие трения не изменяет числа неизвестных в кинематических парах. Следовательно, структурные группы Ассура и при учете трения сохраняют свою статическую определимость. Поэтому силовой расчет проводится по структурным группам с использованием уравнений кинетостатики (5.1) —(5.3), в которые должны быть включены силы трения и моменты трения. Последнее обстоятельство, однако, в большинстве случаев очень сильно усложняет вычисления. Чтобы снизить их сложность, И. И Артоболевский предложил применить метод последовательных приближений. Покажем, как выполняется силовой расчет этим методом на конкретном примере кривошипно-ползунного механизма (см. рис. 5.8). [c.235]

Простым примером расчета допускаемой погрешности на основе эксплуатационных требований является определение допускаемого отклонения угла конуса а в неподвижных конических соединениях. Основное эксплуатационное требование для них —больший момент трения Mjp в соединении (для конусов шпинделей точных станков, разверток, хвостовых долбяков и других соединений) необходимо учитывать также требования к точности центрирования осей соединяемых деталей). При заданных размерах конусных /деталей и осевой силе момент зависит от точности совпадения углов наружного и внутреннего конусов и отклонений от их правильной формы. [c.19]

Силы и моменты сил трения в поступательных кинематических парах обычно рассчитывают с использованием понятия конуса трения. Более сложный случай — трение во вращательных парах, поэтому остановимся на двух примерах расчета трения для вращательной кинематической пары. [c.48]

Простым примером расчета допустимой погрешности, исходя из обеспечения функциональной взаимозаменяемости, является определение допустимого отклонения угла конуса 2а в неподвижных конических соединениях. Для этих соединений основное эксплуатационное требование состоит в том, чтобы соединение обладало возможно большим моментом трения Мтр. [c.26]

Простым примером расчета допустимой погрешности, исходя из эксплуатационных требований, является определение допустимого отклонения угла конуса а в неподвижных конических соединениях. Основное эксплуатационное требование для них состоит в том, чтобы соединение обладало возможно большим моментом трения М р. При заданных размерах конусных деталей, осевой силы величина М- зависит от точности совпадения углов наружного и внутреннего конусов и величин отклонений их от правильной формы. [c.49]

Приведем примеры расчета. Для упрощения рассчитываем по натягам, средним для данного вида посадки. При проектировании рассчитывать следует по крайним пределам натягов, а также вводить запас надежности п с увеличением в п раз заданного крутящего момента и осевой силы или (что то же самое) снижением в п раз расчетного коэффициента трения. [c.227]

В качестве примера рассмотрим расчет характеристики регулятора радиального действия (рис. 31.8), применяемого в электрических счетных машинах и других устройствах. На валике 4 электродвигателя закреплен диск 2 с двумя грузиками 3, которые могут поворачиваться вокруг осей О. При уменьшении нагрузки частота вращения двигателя увеличивается и центробежная сила Рц возрастает. Преодолевая силу сопротивления пружин 5, грузики 3 с силой N прижимаются к внутренней цилиндрической поверхности стакана /, закрепленного на корпусе двигателя. При этом возникают силы трения Pf = /24, создающие тормозной момент регулятора Гр = 2Р 4 . [c.396]

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]

Если силы трения не учитываются, то расчет вынужденных колебаний будет приближенным, пригодным лишь для нерезонансных зон, отстоящих примерно на 10—15% от собственных частот. Для расчета в числе поисковых таблиц просчитываются таблицы на заданную частоту возбуждения со, один раз вперед (от 1-й к п-й массе), другой раз назад [с обозначениями амплитуд и моментов в скобках и с начальной амплитудой (а ) = 1 ]. Пример их дан в табл. 1. 1 и 1.3. Остаточные моменты для данной частоты и формы колебаний, как бы возбуждающие систему на концевых массах, получаются одинаковыми R = (/ ), что используется также и для контроля вычислений в таблицах. [c.72]

Пример. Подобрать прессовую посадку, обеспечивающую соединение зубчатого колеса с валом (с.м. рис. 10.16). Соединение нагружено вращающим моментом / = 260 Н м. Диаметр и длина посадочной поверхности соответственно =75 мм. /=110 мм условный наружный диаметр ступицы колеса 2=115 мм вал сплощной — 1=0. Материал зубчатого колеса и вала сталь 45 предел текучести материала колеса а,,2 = 540 Н/мм . Сборка прессованием коэффициент запаса сцеп.тения К = 3. Коэффициенты трения при расчетах сцепления /. = 0,08, запрессовки - / = 0,2. [c.183]

Неподвижные соединения предназначены для исключения взаимного перемещения деталей или для передачи крутящего момента. Работу соединения обеспечивает сила трения между сопрягаемыми поверхностями, которая регулируется натягом, определяемым, в свою очередь, изменением взаимного расположения конических поверхностей деталей вдоль оси соединения. Натяг обеспечивается затяжкой или запрессовкой наружного конуса во внутренний, а также за счет сборки элементов пары с различной температурной деформацией (при нагретом внутреннем конусе и (или) охлажденном наружном). При больших нагрузках и относительно малом натяге, при вибрациях в неподвижном коническом соединении предусматривается одна или две шпонки. В качестве примеров таких соединений можно назвать соединения конусов валов электрических машин и станков, соединения валопроводов судов, соединения фланцевых муфт с полыми и сплошными валами, конические фрикционные муфты, конические штифты и головки, уплотнительные пробки. Расчет натягов, а также числа шпонок (или необходимость дополнительного крепления) конического соединения осуществляется методами сопротивления материалов и аналогичен расчету натягов прессовых посадок для цилиндрических соединений. [c.106]

На рис. 40, е показана схема обработки заготовки, закрепленной горизонтально приложением силы Q. Рассмотрим на примере этой схемы два последних условия расчета силы закрепления. Плечо а силы Q (рис. 40, ж) должно быть выбрано таким, чтобы заготовка была плотно прижата к установочным элементам приспособления. До начала обработки на заготовку кроме силы закрепления Q действуют реакции опор Н и Ях, а также силы трения Р, р1 и (массу, заготовки не учитываем). Последние четыре силы препятствуют повороту заготовки по часовой стрелке от действия силы Приравняв сумму моментов сил относительно точки О нулю, получим [c.71]

Полученные статистические данные были положены в основу расчета динамических параметров ЭМММ, так как технологические погрешности (их значение и рма) оказывают на них существенное влияние. На рис. 2.5 приведены в качестве примера зависимости момента трения (кривая 2), уровня шума (кривая 1) и виброскорости (кривая 5) в зависимости от овальности внутреннего кольца Гаа (рис. 2.5, а) и трехгранности внутреннего кольца Газ (рис. 2.5, б). [c.21]

Пример. Расчет безопасной рукоятки (фиг, 187). Данные крутящий момент, создаваемый грузом на валу рукоятки, М— 850 кгсм допускаемое удельное давление Pdon--= 2,Ъ кгкм -, коэффициент трения в конусе fj.= 0,12 диаметр вала у заплечиков т — d -- 4,5 см угол при вершине конуса 2"i = 25°. [c.213]

Расчет затянутых болтов. Пример затянутого болтового соединения — крепление крышки люка с прокладкой, где для обеспечения герметичности необходимо создать силу затяжки Q (рис. 3.16). При этом стержень болта растягивается силой Q и скручивается моментом Мр в резьбе. Напряжение растяжения СТр = 0/(л(/р/4), максимальное напряжение кручения T = MpjWp, где Wp = 0,2dp—момент сопротивления кручению стержня болта Mp = 0,5ga2tg( l + 9 ). Подставив в эти формулы средние значения угла подъема / резьбы, приведенного угла трения ф для метрической крепежной резьбы и применяя энергетическую теорию прочности, получим [c.45]

Пример. Рассмотрим шестизвенный плоский механизм (рис. 6.2.4). Порядок расчета следующий. На рис. 6.2.4, а механизм нагружен известными силами и моментами, включая силы и моменты инерции. Трением в кинематических парах принебрегают. [c.488]

В работе (5] была предложена матричная форма метода начальных параметров для расчета упругих перемещений, усилий и напряжений в различных корпусах и сосудах, рассматриваемых как многократно статически неопределимые системы из элементов оболочек, пластин, кольцевых деталей, стержней, и были показаны преимущества этого метода ири расчете на ЭВМ. В работе [6] метод был развит применительно к различным типовым особенностям взаимодействия элементов и узлов таких конструкций, которые могут быть представлены как разрывные особенности или оазоывные сопряжения элементов. Примерами таких типовых особенностей являются контактные сопряжения фланцевых разъемных соединений, для которых неизвестны взаимные повороты и контактные моменты, зависящие от местной податливости зон контакта, величины радиальных проскальзываний и поперечных усилий, в свою очередь зависящих от сил трения в этих зонах и упругости шпилек фланцевых соединений. Разрывные особенности не только увеличивают число неизвестных величин, но и существенно усложняют применение для рассматриваемых статически неопределимых задач известных методов строительной механики, включая матричные, наиболее компактные и удобные при использовании ЭВМ. [c.76]

Очевидно, что эффективность гашения начальной закрутки спутника, которая неизбежна после его отделения от ракеты-носи-теля, повысится за счет увеличения момента инерции штанги. Расчеты показывают, что момент инерции заполненной жидкостью штанги в 10—15 раз больше момента инерции пустотелой штанги. Эффективность же гашения колебаний в основном режиме повышается за счет увеличения сухого и вязкого трения. Размещение демпфирующей жидкости внутри штанги не приводит к нерациональному использованию 1полезного объема спутника. Более того, если демпф Ирующую жидкость использовать б качестве рабочего тела, на пример то(плива, необходимого для работы тормозной двигательной установки при возвращении спутника на Землю, то в двух штангах со средним диаметром 6 см и длиной 30 м можно создать запасы топлива около 160 л. [c.37]

Для примера на фиг. 1 показаны кривые изменения температуры по глубине в тормозной колодке экскаватора и в стальной рубашке авиатормоза в момент торможения. Как видно, температура наиболее резко изменяется в поверхностном слое, в толщинах порядка 1 мм. Поскольку механические свойства материалов зависят от температуры, температура поверхностного слоя и температурный гра- w диент приводят к изменению механических свойств материалов, что соответственно отражается на характере разрушения поверх- б ностей и коэффициентов трения. Это заста- вляет различать следующие характеристики температурного поля, влияющие на трение и износ а) контактную температуру б)температуру трения в) температурный градиент г) объемную температуру (расчет температур см. гл. HI). [c.287]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...