Подшипники Расчет условный

Расчет радиальных подшипников ведется (условно) по среднему давлению [c.310]

Радиальные подшипники. Расчет на нагрев подшипников, работающих в режиме граничного трения, сводится к определению величины условного коэффициента qv, который считается основной характеристикой тепловой напряженности подшипниковой сборочной единицы. [c.322]

Расчет подшипников. Как указывалось выше, большинство подшипников скольжения работает в условиях несовершенной смазки. Ввиду отсутствия теории расчета при режиме несовершенной смазки подшипники рассчитывают условно [c.315]

В уточненном расчете следует учесть распределение давлений по длине контакта цапфы и подшипника, рассматривая упругий контакт вала и подшипника через условный контактный слой (см. гл. 29). [c.131]

При установке в опоре двух подшипников качения большую часть нагрузки воспринимает внутренний (ближайший к пролету) подшипник, поэтому условный шарнир располагают либо по внутреннему подшипнику, либо при расстоянии между подшипниками свыше половины диаметра вала в точке, находящейся на одной трети расстояния между подшипниками, ближе к внутреннему, как показано на рис. 4.35. В уточненных расчетах вал рассчитывают как многоопорную балку на упругих опорах с учетом осадки подшипников. [c.189]

Несущая способность подшипника — величина условная, так как контакт подшипника и вала происходит на дуге менее 180° и фактическая площадь контакта меньше значения, принимаемого в расчете. Точно определить ее расчетным путем сложно из-за ряда факторов, которые трудно учесть в инженерном расчете. Пример расчета пластмассовых подшипников приведен в литературе [70]. [c.20]

При расчете на изгиб вращающиеся оси и валы рассматриваются как балки на шарнирных опорах. Преимущественное применение имеют двухопорные оси и валы. В случае, когда в каждой опоре устанавливается по два подшипника качения, за шарнирные опоры принимаются внутренние подшипники. Для длинных подшипников скольжения условные шарнирные опоры рекомендуется принимать на расстоянии, равном 0,25-ь0,3 длины подшипника, но не более половины его диаметра от кромки - подшипника со стороны нагруженного пролета. [c.217]

Расчет подшипников. Как указывалось выше, большинство подшипников скольжения работает в условиях несовершенной смазки. Ввиду отсутствия теории расчета при режиме несовершенной смазки подшипники рассчитывают условно по среднему давлению р и значению ру. При этом должны соблюдаться условия [c.209]

Решение примера 10,1, Для этого подшипника производят условный расчет. [c.315]

Если затяжка такова, что одновременно работают оба ряда тел качения и осевая нагрузка должна учитываться при расчете, условно местом приложения реакции считают точку, отстоящую от середины подшипника, который воспринимает осевую нагрузку,, на 1/3 расстояния между рядами тел качения (рис. 5.1, г). Приближенно допускается совмещение расчетного положения опоры со срединой подшипника, воспринимающего осевую нагрузку. Если осевая нагрузка при расчете подшипников учитываться не должна, расчетная точка опоры размещается между подшипниками. [c.170]

Расчет подшипников скольжения по приведенным выше уравнениям носит название условного расчета и применяется в основном для подшипников I группы (из-за отсутствия теории их расчета), а для подшипников жидкостного трения II группы этот расчет применяется как предварительный. [c.316]

Интерполированием можно определить, что при и = 0,84 м/с допустимое значение 9у 0,4- 10 Па - м/с, т. е, расчетное qv qv, и по условному расчету подшипник надо было бы признать неработоспособным. [c.327]

В системе координат скорость скольжения в подшипнике v — давление р условные расчеты ограничивают область допустимых режимов работы подшипников двумя прямыми /)=[р], v=[v и гиперболой pv = [pv. [c.384]

Расчет подшипников скольжения сводится к определению необходимого диаметра цапфы 3 и ее длины I. Расчет основывается на экспериментальных данных и носит условный характер. Диаметр цапфы 4 (рис. 27.17, а) и длина I должны быть такими, [c.328]

Расчет подшипников скольжения сводится в основном к определению диаметра ц и длины / цапфы вала, а следовательно, и соответствующих размеров вкладыша. Существуют два основных метода расчета а) расчет на основе гидродинамической теории трения и смазки б) условный расчет. [c.380]

В качестве показателя интенсивности нагрева цапфы и вкладыша при условном расчете принято произведение ру, где и — окружная скорость цапфы в м сек. Это произведение не должно превышать допускаемого значения [ру], устанавливаемого в зависимости от материалов трущейся пары и окружной скорости по данным экспериментов, практики проектирования и эксплуатации подшипников. Таким образом, условие работы пары цапфы-вкладыш без чрезмерного нагрева выражается неравенством [c.381]

Для снижения методической погрешности при использовании моделей средних значений важно осуществить рациональное условное деление конструкции ЭМУ на отдельные элементы, либо увеличить число таких разбиений. Но в последнем случае метод приближается к методу сеток и становится громоздким, в то время как практически важно получение высокой точности расчетов при ограниченной дискретизации. При умелом применении схем замещения методическая ошибка в сравнении с методом сеток составляет обычно не более 5 % даже при ограниченной степени дискретизации. По крайней мере, это заметно меньше, чем погрешности от неточности задания входной информации. При выборе числа разбиений важен и характер решаемой задачи. При грубой оценке показателей поля возможна упрощенная схема замещения с пятью-шестью укрупненными телами (ротора в целом, объединенных обмотки и пакета статора и т.д.). Если необходим анализ изменения осевой нагрузки на подшипники, то особо подробно должны быть представлены тела, входящие в замкнутую размерную цепь их установки, а остальные элементы могут рассматриваться укрупненно. При анализе относительных температурных деформаций требуется наиболее детальная дискретизация ЭМУ, особенно для элементов, имеющих различные коэффициенты линейного расширения. Здесь ТС, например, должна содержать не менее 15—20 тел. [c.127]

Условный расчет подшипников скольжения [c.315]

Для подшипников, работающих в режиме несовершенной смазки, условный расчет является основным и выполняется в большинстве случаев как проверочный-, для подшипников, работающих в условиях жидкостной смазки,— как ориентировочный. При неудовлетворительном результате расчета изменяют размеры цапфы или принимают другой материал вкладыша, и расчет повторяют. [c.316]

Как производится условный расчет подшипников скольжения на изнашивание и нагрев [c.321]

Данная формула применяется при расчете подшипников скольжения. Однако она верна лишь в частном случае, когда условно считается, что вал не изнашивается, а износ подшипника 2 подчиняется закономерностям (11) при m = 1. [c.291]

Подшипники двигателей работают при динамическом нагружении. При их расчете следует учитывать влияние на несущую способность масляного слоя, тепловыделение и теплоотвод следующих факторов клинового действия масляного слоя, эффект поворота вектора нагрузки, частоту и амплитуду ее пульсации. До сего времени из трех перечисленных факторов учитывается только один — клиновое действие слоя. Учет остальных двух факторов еще не освоен, и подшипники рассчитывают на условную статическую нагрузку. [c.15]

Схемой называют конструкторский документ, на котором показаны в виде условных изображений или обозначений составные части изделия и связи между ними. Схемами пользуются для уяснения принципа действия механизмов, их настройки и регулирования, а также при монтаже, устранении неисправностей, расчетах изделий (станков, машин, аппаратов, приборов). Примеры схематического изображения вентиля и подшипника приведены соответственно на рис. 1 и 2. [c.282]

Условные расчеты подшипников [c.465]

Условные расчеты позволяют в простейшей форме оценить пригодность выбранного материала и размеров подшипника для конкретных условий работы на основании опыта конструирования и эксплуатации машин. Режим работы считают допустимым, если выполнены условия, которые ограничивают износ и тепловыделение [c.465]

Условный расчет подшипников скольжения. Как указывалось выше, большинство подшипников скольжения работает в условиях несовершенного смазывания. При этом подшипники рассчитывают условно по среднему давлению на трущихся поверхностях р и удельной работе сил трения pv, где V — окружная скорость поверхности цапфы. Расчет по среднему давлению р гарантирует невыдавливаемость смазочного материала, а расчет по рь — нормальный тепловой режим и отсутствие заедания. [c.523]

Для валов, опирающихся по концам на подшипники скольжения, условную опору располагают на расстоянии (0,25 -ь0,3)/ от внутреннего торца подшипника (рис, 24.7, в), что обусловлено смещением в эту сторону максимальных контактных давлений вследствие деформаций вала и подшипника. Ыагрузки от зубчатых колес, шкивов, звездочек и других подобных деталей передаются на валы через поверхности контакта. В расчетах валов эти нагрузки для упрощения заменяют сосредоточенными эквивалентными силами, приложенными в середине ступицы (рис. 24.7, г). [c.410]

При недостаточной смазке и малой угловой скорости вала подшипники скольжения работают при граничной смазке и без смазки (участок /о — I, см. рис. 15.1). В этих режимах расчет подшипников выполняют условно по двум показателям среднему давлению р между цапфой и вкладьппем и произведению pv. Расчег по р гарантирует невыдав]н1ванпе смазки и представляет соЬой расчет на износостойкость. Расчет по pv гарантирует нормальный тепловой режим, т. е. отсутствие заедания, и представляет собой расчет на теплостойкость. Для ограничения износа и нагрева необходимо выполнить условия [c.304]

Влияние несовершенств в соединениях иллюстрируется на примере расчета условного валопровода из двух изотропных роторов на четырех опорах, включающих в себя подшипники скольжения (рис. 50). По своим размерам и параметрам валопро-вод близок к части валопровода турбоагрегата мощностью 300 МВт, а именно соответствует роторам генератора (РГ) и турбины низкого давления (РНД), соединенных жесткой неподвижной муфтой. Все опоры предполагаются одинаковыми — изотропными, упругомассовыми с параметрами q = 3,5-10 кгс/см, = 8000 кг. На рис. 50 нумерация опор соответствует нумерации опор всего турбоагрегата. [c.186]

Расчет подшипников качения при переменных режимах производят по приведенной эквивалентной динамической нагрузке Р р и суммарной частоте вращения. Под приведенной эквиватентной динамической нагрузкой подшипника понимают условную нагрузку, которая обеспечивает ту же долговечность, какой достигает данный подшипник при действительных условиях работы. Приведенную эквивалентную нагрузку при каждом режиме определяют по формулам (18.4)...(18.7). Если нагрузка на подшипник меняется по линейному закону от до то [c.317]

Решение. Учитывая сравнительно небольшую осевую силу предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники средней узкой серии, условное обозначение 312, для которых по каталогу С 02 800 Н, q - 48 460 Н, Ищ 4000 мин В ,1полпяем проверочный расчет только под1нипника первой опоры, как наиболее нагруженного. Определяем эквивалентную нагрузку по [c.297]

Рассмотренные примеры показывают, что некритическое использование параметра qv не только не раскрывает физической сущности процесса работы подшипника, но вносит определенную путаницу в расчеты и дезориентирует конструктора. Особенно грубые ошибки дает этот условный расчет по qv в том случае, когда режим работы подшнпннка приближается к точке д (см. рис. 13.2) и полу-жидкостное трение переходит в жидкостное. [c.327]

У валов, вращающихся в несамоуста-навливающихся подшипниках скольжения (рис. 16.7, в), давление по длине подшипников вследствие деформации валов распределяется не симметрично. Условную шарнирную опору следует располагать на расстоянии (0,25...0,3) / от торца подшипника, но не более половины диаметра вала от кромки подшипника со стороны нагруженного пролета. Точный расчет следует производить с учетом совместной работы с подшипниками. [c.322]

Жесткость валов, вращающихся в шарикоподшипниках, должна обеспечиваться такой, чтобы шарики не защемлялись в результате перекоса колец. Это условие обычно выдерживается и не требует специальной проверки. Жесткость валов, вращающихся в роликоподшипниках, должна обеспечивать достаточно равномерное распределение давления по длине роликов. Ввиду отсутствия экспериментальных данных по влиянию перекосов на долговечность подшипников этот расчет носит условный характер. В современных конструкциях роликоподшипников ролики или дорожки качения наружных колец делают с так называемой бомбиной, т. е. с несколько выпуклым профилем. Для этих подшипников соответствующая проверка отпадает. [c.331]

Для подшипников при жидкостной смазке условные расчеты применяют как предварительные для подшипников, работающих при полужидкостпой смазке, ввиду отсутствия соответственной теории расчета как основные. [c.384]

Характерными примерами применения прессовых соединений являются колесные центры и бандажи железнодорожного подвижного состава, центры и венцы зубчатых и червячных колес (рис. 2.10, а), крепление на валу вращающихся колец подшипников качения (рис. 2.10, б, где показано условное изображение подшипника качения и обозначена подшипниковая посадка). В середине прошлого века академиком А. К. Годоли-ным была создана теория расчета артиллерийских стволов, составляемых из нескольких толстостенных цилиндров, соединенных с гарантированным натягом, вследствие чего обеспечивалось значительное повышение прочности стволов. [c.28]

Расчет подшипников скольжения, работающих в условиях полужидкостной и граничной смазки условно ведут по допускаемому среднему давлению [р] на трущихся поверхностях (этот расчет гарантирует невьщавливаемость смазочного материала) и по допускаемому произведению [pv ] среднего давления на скорость скольжения v, т. е. окружную скорость цапфы (этот расчет гарантирует нормальный тепловой режим и отсутствие заедания). Среднее давление в подшипнике предполагается равномерно распределенным по диаметральному сечению цапфы (рис. 13.7) и равным [c.225]

Многообразие и сложность факторов, влияюш,их на конструкцию, изготовление и эксплуатацию оборудования, не дают возможности составить общую расчетную схему и обеспечить соответствие результатов расчета окончательным размерам деталей и машин в целом. В связи с этим при проектировании машин, а также их простых и сложных деталей обычно возникает необходимость разработки нескольких вариантов решений. Иными словами, решение технических задач в отличие от других всегда является многовариантным. При этом рациональное конструирование машин и оборудования возможно только с учетом технологии и организации работ. Машины, спроектированные и изготовленные при нарушении указанных требований, не могут быть эффективно использованы. Поэтому проектирование любой машины и их комплектов для комплексного механизированного и автоматизированного производства начинают с анализа заданного процесса производства и прежде всего принятой технологии. Отсюда исходными принципами проектирования являются заданные объемы работ и темпы их выполнения. Объемы работ можно условно подразделить на малые, средние и большие. Такой подход дает возможность создавать машины, наилучшим образом отвечающие своему назначению как по массо-габаритным характеристикам, так и по характеристикам мощности и производительности. Необходимо обеспечить заданные параметры надежности и долговечности (ресурс) проектируемых машин, повышенный к. п. д. Правильный выбор типа привода, кинематической схемы, вида и материала трущихся пар, применение подшипников качения, совершенной смазки — все это является чрезвычайно в жным с точки зрения повышения к. п. д. машины и механизма. Й1СХ0Д энергии в процессе работы машины — постоянно действу- [c.195]

Расчеты подшипников скольжения для работы в условиях граничного трения — условный расчет по допукаемым давлениям или по произведению pv, для работы в режиме жидкостного трения — гидродинамический расчет для быстроходных подшипников — тепловой расчет качения — для статически нагруженных по допускаемой статической нагрузке для вращающихся под нагрузкой — на долговечность. [c.145]

Расчет пластмассовых опорных подшипников скольжения по Платонову [6]. Под действием нагрузки Р напряжения в подшипнике распределяются неравномерно (рис. 110) напряжение колеблется в пределах от нуля до максимального значения (Jniax- Величина СТ, ах значительно выше среднего условного удельного давления р ,,, которое конструктор обычно учитывает [6. Значение Рср определяют из уравнения (152). [c.225]

Полученные на основе обоих этих приемов величины допускаемых амплитуд вибраций не имеют достаточного вкспериментального и теоретического обоснования и четко выраженной зависимости между амплитудами вибраций подшипников и фундамента. Во втором приеме величины допускаемых амплитуд зависят от принятой методики расчета и поэтому носят условный характер. [c.50]

Регулярные стандартизированные испытания агрегатов тем более необходимы, что теоретический расчет усталостной прочности деталей автомобиля является в значительной мере условным. Автомобиль эксплоатируется при переменном режиме, причем влияющие на срок службы факторы сочетаются в самых разнообразных комбинациях и создают громадный диапазон непрерывно меняющихся условий. Поэтому расчет деталей на усталость, произведенный как по максимальным, так и по приближенно выбранным средним действующим нагрузкам, имеет практическую ценность в том случае, если он подкреплен результатами соответствующих стендовых испытаний. Более того, известно, что даже весьма тщательный теоретический расчет конструкции при правильном выборе материала и термообработки отнюдь не обеспечивает высокого срока службы. Например, испытания более 400 задних мостов до разрушения от усталости показали, что концентрация напряжений, вызванная деформацией шестерен, подшипников и картера, искажением формы зубцов, штрихами от механической обработки и т. п., варьирует в столь широких пределах, что в значительной мере перекрывает влияние металла и термообработки. В упомянутой выше работе [4] описываются результаты испытания четырех одинаковых коробок передач, две из которых были выполнены одним заводом, две — другим, причем изготовление производилось по одинаковым чертежам и техническим условиям. Проверка изготовленных коробок обычными методами не выявила никакой разницы между ними. Тем не менее при испытании на стенде под полной нагрузкой коробки одного завода выдержали 2 часа, коробки другого завода—20 час. Следовательно, одни только, так сказать, технологические нюансы могут оказать громадное влияние на срок службы. [c.223]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...