ПОИСК Статьи Чертежи Таблицы Плоская деформация толстостенных цилиндров Бидерман) из "Прочность устойчивость колебания Том 2 " Пример I. Установить закон распределения общей нагрузки между отдельными шариками радиального подшипника качения. [c.406] Величины радиальных перемещении о , о , о ,. . о , обусловленные контактной деформацией, представляют собой сближения соприкасающихся тел (шариков и колец подшипника). [c.407] Для вычисления соответствующих реакций воспользуемся формулой (30) гл. 13. С ее помощью можно выразить величины6 , 6 , 62,. . ., 6 через соответствующие силы Р , Ру 2 представляющие собой силы взаимодействия между шариками и кольцами подшипника. [c.407] действующие со стороны шариков на внутреннее кольцо, показаны на рнс. II. [c.407] Для данного подшипника с конкретными размерами искомые величины 6о. [c.407] Пример 2. Для радиального однорядного шарикоподшипника 217 (рис. 12) легкой серии допускается статическая нагрузка Q = 3400 дан. [c.408] Обе величины отрицательны, так как соответствующие центры кривизны лежат вне рассматриваемого тела, т. е. наружного кольца. [c.409] Геометрический параметр, характеризующий кривизну соприкасающихся тел, определяют по формуле (31) гл. 13. [c.409] Интерполируя по табл. 2 гл. 13 находим значения коэффициентов fig, Пр 0 зависимости от величины параметра . [c.409] В специальной литературе в качестве допускаемого значения при расчете шарикоподшипников на статическую грузоподъемность приводятся величины порядка 30 ООО дан/см и выше. [c.410] При работе зубчатых передач нагрузка на их зубья меняется во времени по величине, оставаясь постоянной по знаку (при отсутствии реверсирования). Это многократное периодическое изменение во времени напряженного состояния рабочей поверхности зубьев вызывает образование и дальнейшее развитие микротрещин усталости. В случае наличия обильной смазки трещины усталости проявляют себя путем прогрессивного выкрашивания рабочих поверхностей, что служит наиболее частой причиной выхода тяжелонагруженных зубчатых передач из строя [29, 38]. [c.410] Необходимой составной частью расчета на выносливость (усталость) рабочей поверхности зуба является определение величины наибольшего давления по площадке контакта. До деформации находящиеся в зацеплении зубья соприкасаются по линии, а после деформации — по узкой полоске, ограниченной параллельными прямыми (площадки контакта). [c.410] Опыт показывает, что выкрашивание рабочих поверхностей зубьев начинается и протекает наиболее интенсивно поблизости от полюса зацепления. Поэтому и расчет рабочих поверхностей на выносливость принято относить к моменту контакта соприкасающихся зубьев в полюсе зацепления. [c.410] При определении наибольшего давления по площадке контакта находящихся, в зацеплении зубьев используют найденные выше результаты для случая статического контакта цилиндрических тел с параллельными образующими. Эти результаты получены в предположении, что цилиндры не перемещаются один относительно другого и нагрузки прикладываются к цилиндрам статически, т. е. возрастают постепенно и медленно от нуля до своего конечного значения. Материал цилиндров предполагается изотропным, т. е. с одинаковыми упругими свойствами по всем направлениям. [c.410] Следовательно, имеет место довольно значительное отличие условий работы находящихся в зацеплении зубьев от предпосылок, положенных в основу вывода выражения (38) гл. 13 для наибольшего давления между соприкасающимися круговыми цилиндрами, с параллельными осями. Несмотря на это. выражение (38) гл. 13 все же лежит в основе расчета рабочей поверхности зуба на контактную прочность (выносливость). Соответствующий выбор допускаемых значений давлений, проверенных практикой применения зубчатых передач, позволяет получать достаточно хорошие результаты. [c.411] Критическое рассмотрение и дальнейшее преобразование выражения (30) с целью его использования при расчете зубчатых колес на контактную прочность произведено в работе [38]. Там же проведен анализ расчетных зависимостей, используемых при оценке контактной прочности (выносливости) рабочих поверхностей зубьев. [c.412] Пример 4. Определить величину наибольшего давления, возникающего в цилиндрических опорах подвижной системы измерительных приборов (рис. 15). [c.412] Материал подшипника — агат материал цапфы — закаленная сталь 50. [c.412] Расчет цилиндрических опор в общем машиностроении ведут в предположении, что цапфа опирается на подшипник всей рабочей поверхностью. Для опор сравнительно больших размеров, цапфы которых имеют большую твердость, чем вкладыши, это предположение достаточно хорошо отражает действительные условия работы. [c.413] Установление допусгимой величины наибольшего давления требует специальных исследований, в частности, проведения поверочных расчетов опор подвижных систем ряда приборов, при различных режимах работы. [c.414] Вернуться к основной статье