подставляют расчетное значение коэффициента трения, опре­ деляемое по уравнению / х = / э/ sin(a/2 ).

Во вращательной паре расчетное значение / т , подставля­ емое в уравнение (6.27), зависит от степени приработанности звеньев, составляющих пару. Для неприработавшихся звеньев принимают / т = 1,57/э, а для приработанных — / т = 1,27/э.

В винтовой паре соотношение между / т и / э определяется профилем резьбы (см.: Решетов Д.Н. Детали машин. М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2 0 0 2 ).

Необходимо иметь в виду, что все вышеизложенное о дей­ ствии сил в кинематических парах справедливо в случае от­ сутствия смазки и при граничной смазке. В случае жидкост­ ной смазки существенное влияние на действие сил оказывает скоростной режим кинематической пары.

6.4. Силовой расчет механизма с учетом трения

Основные положения силового расчета с учетом трения такие же, как и расчета без учета трения (см. § 6 .1 ). Это объ­ ясняется тем, что, согласно анализу действия сил в кинемати­ ческих парах, сделанному в § 6 .3 , наличие трения не изменяет числа неизвестных в кинематических парах. Следовательно, структурные группы Ассура. и при учете трения сохраняют свою статическую определимость. Силовой расчет проводится по структурным группам с использованием уравнений кинето­ статики (6 .1 ) — (6 .3 ), в которые должны быть включены силы

трения и моменты трения. Последнее обстоятельство, однако, в большинстве случаев усложняет вычисления. Чтобы снизить их сложность, И.И. Артоболевский предложил применить ме­ тод последовательных приближений. Покажем, как выпол­ няется силовой расчет этим методом на конкретном примере кривошипно-ползунного механизма (см. рис. 6.7).

Для силового расчета с учетом трения в состав исходных данных необходимо дополнительно ввести коэффициенты тре­ ния в кинематических парах: / т^, / х£, / хс , / х3 4 . Кроме того, из кинематического расчета механизма могут быть получены направления относительных скоростей во всех кинематических парах, т.е. CJ14, и2ь ^23, ^3 4 -

Напомним, что силовой расчет кривошипно-ползунного механизма без учета трения, или в начальном приближении, был уже проделан (см. § 6 .2 ), в результате чего были полу­ чены силы взаимодействия во всех кинематических парах, т.е.

СИЛЫ F U , F 2 1 , ? 2 3 , F u -

Теперь выполним расчет в первом приближении. Ддя этого по заданным диаметрам шарниров А, В, и С опреде­ лим радиусы кругов трения в них: рТд = (Д д /2 )/т>3, РтВ = = (DB/2)fTB, ртС = (Dc /2)frC (см. (6.27)), а затем а момен­ ты трения в этих шарнирах: MTi4 = Fuprj[, Мт2i = F2 1PTB>

Расчет в первом приближении делается в том же порядке) что и в начальном приближении. Следовательно, как и прежде, начнем его со структурной группы 2 — 3 (см. рис. 6 .2 1 , °)- К ее звеньям приложены известные силы и моменты: двиЖУщая сила F$, а также Ф2, Мф2, Ф3 . К звеньям 2 и 3 праложяш»1 также подсчитанные выше момент трения Мт 21 >сила трения

.FT34 и моменты трения Мт23 и Мтз2 = —Мт2 3 в шарнире С (на рис. 6 .2 1 , а не показаны). Сила и моменты трения направлены навстречу соответствующим относительным скоростямДе' известными являются модуль и направление силы JF2 1 , моДУль нормальной составляющей F 'N 34 и плечо Ь1, модуль и направле"

ние сил взаимодействия = —F 32 в шарнире С (рис. 6.2l> &)•

му числовые значения координат точек и проекций сил необ­ ходимо подставлять во все уравнения со строгим соблюдением их знаков.

Сумма моментов относительно точки В всех сил, прило­

угловые координаты <^21, < ^ 2 3 (см- § 6.2).

Далее перейдем к силовому расчету двухзвенного меха­ низма 1 — 4 (рис. 6.21, в). К его подвижному звену 1 прило­ жены следующие силы и моменты: ставшая известной сила

F 12 = —^ 2 1 >главный момент сил инерции Мзд, моменты тре­ ния Мт14 и Мх12 = - М т 21 в шарнирах А и В; неизвестными

являются момент полезного сопротивления М{, а также мо­

Значение М{ получится меньше значения Mi, взятого из начального приближения, выполненного без учета трения. Та­ кой результат очевиден, так как при наличии трения заданная движущая сила F 3 должна преодолевать не только полезное сопротивление М {, но и сопротивление, вызванное трением.

В результате силового расчета, выполненного в первом

приближении, получены уточненные значения сил

(6.29) — (6.37), в существе своем такие же, как и уравнения (6.7) - (6.15).

По полученным в первом приближении значениям сил можно определить моменты трения в шарнирах и силу тре­ ния в поступательной паре 3/4, а затем проделать расчет во втором приближении, используя уравнения, подобные (6.29) — (6.37). В результате получим еще более точные, более близкие

к окончательному результату значения ^ 4 , F 21 , ^ 2 3 >^ 7V34 >^ и М{; Процесс последовательных приближений можно продол­ жать и дальше в зависимости от требуемой степени точности расчета. Однако опыт показывает, что достаточно первого приближения.