Подшипники Формулы для расчета осевых

При установке двух радиально-упорных подшипников по концам вала (враспор) (рис. 8.87) результирующие осевые нагрузки каждого подшипника определяют с учетом действия внешней осевой нагрузки и осевых составляющих. Формулы для расчета осевых нагрузок приведены в табл, 8.45, где и 5 — осевые составляющие от радиальных нагрузок, приложенных к подшипникам 1 и 2. [c.237]

На основании теоретических исследований получены формулы для расчета радиальных А, и осевых смещений центра тяжести подшипников при условии, что все тела качения воспринимают внешнюю нагрузку, приложенную к подшипнику. [c.59]

На рис. 27 изображена схема узла, в котором вал вращается в неподвижном подшипнике. При расчете принимается следующая схема тепловых потоков. Тепло образуется на опорной площадке подшипника, ограниченной углом контакта 2ф, в процессе фрикционного взаимодействия рабочих поверхностей подшипника и вала. Избыточная температура вала под подшипником постоянна в радиальном и осевом направлении. Максимальная температура на рабочей поверхности обычно определяется как сумма средней температуры поверхности трения и температурной вспышки на пятне контакта [55, 57]. Формулы для расчета температуры вспышки даны во второй части и в приложении. Однако при скоростях скольжения, имеющих место при эксплуатации рассматриваемых подшипниковых узлов (менее 2,5 м/с—см. гл. 4), роль температурных вспышек на пятнах контакта незначительна, и ими можно пренебречь. Избыточная температура опорной площадки подшипника (на угле контакта 2(р) постоянна и равна Од, а за пределами опорной площадки температура рабочей поверхности подшипника снижается по экспоненциальному закону, достигая минимального значения в точке с рабочей поверхности, наиболее удаленной от опорной площадки (рис. 27). [c.51]

Формулы для расчета радиального и осевого перемещения колец относительно друг друга в зоне наиболее нагруженного тела качения при нулевом зазоре в подшипниках различных типов приведены в табл. 6. [c.394]

На подшипники, в общем случае, как и при статическом воздействии действуют комбинированные нагрузки, состоящие из радиальной Рг и осевой Ра составляющих. Поэтому в формулу для расчета долговечности подставляют эквивалентную нагрузку Р. В формулах для ее определения участвуют коэффициенты, учитывающие перераспределение нагрузки и, соответственно, контактных напряжений по телам качения. [c.264]

Эта формула может быть использована как приближенная для расчета осевого зазора у двухрядных радиальных сферических подшипников. [c.317]

Применение второго варианта подбора подшипников связано с тем, что в начале расчета не всегда есть возмол ность определения радиальной, осевой и приведенной нагрузок подшипника. Это обстоятельство объясняется, во-первых, невозможностью точного определения положения точек приложения радиальных реакций подшипников (см. ниже стр. 433) во-вторых, некоторые коэффициенты, входящие в формулу для определения приведенной нагрузки, зависят от конкретного типоразмера подшипника, т. е. они не известны на первой стадии расчета. [c.429]

Стандартная методика расчета и выбора подшипников качения, регламентированная ГОСТами и стандартами СЭВ, предусматривает расчет долговечности и грузоподъемности подшипников качения по заданным значениям внешних нагрузок, действующих в опорных узлах валов, на основе небольшого числа формул. Расчет радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников осложнен тем, что коэффициенты радиальной и осевой нагрузок в формуле для определения приведенной нагрузки могут принимать различные значения. На практике при расчетах вручную эти коэффициенты подбирают путем многократного повторения расчетов. [c.4]

Выражения (6.2...6.5) для расчета эквивалентной нагрузки, приложенной к подшипнику, даны в общем виде. При практическом подборе подшипников качения в зависимости от конкретного типа и условий осевого нагружения подшипника эквивалентную нагрузку удобнее вычислять по формулам, приведенным в табл. 6.5. [c.198]

Если подшипник одновременно нагружен радиальной и осевой силами, то расчет ведут по приведенной нагрузке Ко-Приведенная статическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников принимается большей из расчета по следующим формулам [c.452]

При расчете эквивалентной нагрузки Р, действующей на подшипники с цилиндрическими роликами типов 12000, 42000, 52000, 62000, 92000, осевое усилие не учитывается, но допустимую для заданных условий эксплуатации величину этого усилия рекомендуется определять по следующим формулам при пластичном смазочном материале [c.451]

Примечание 2. Под действием радиальной нагрузки на радиальноупорные шариковые и роликовые подшипники получается направленная вдоль оси составляющая, разгружающая эти подшипники в осевом направлении. При двух опорах эти подшипники монтируются таким образом, что эти составляющие взаимно уравновешиваются при одинаковых радиальных нагрузках. В таблице коэфициенты т даны для этого случая. Б узлах с одним радиальноупорным подшипником, а также в случаях, когда осевые составляющие радиальных нагрузок на два подшипника взаимно не уравновешиваются, можно в расчет принимать только разность между осевой нагрузкой и осевой составляющей радиальной нагрузки по формуле [c.1405]

Из расчета размерных цепей этого комплекса определяется общее смещение осей ходового винта и резьбы гайки по формуле (6). Кроме комплекса размерных цепей, рассмотренных выше, в токарных станках имеется еще ряд основных цепей 1) размерная цепь ф, определяющая непараллельность оси реечного зубчатого колеса фартука начальной плоскости рейки (см. рис. 167) 2) размерная цепь ф, определяющая перекос зубьев рейки и реечного зубчатого колеса фартука (см. рис. 169) 3) размерная цепь И, определяющая правильность сцепления рейки с зубчатым колесом фартука (см. рис. 167) замыкающим звеном данной цепи является размер от начальной плоскости зубьев рейки до оси зубчатого колеса 4) размерные цепи 3 и 3, определяющие смещение осей под ходовой вал в коробке подач и заднем кронштейне в горизонтальной и вертикальной плоскостях 5) размерные цепи Ж и Ж, определяющие смещение осей подшипников для ходового винта в коробке подач и кронштейне в горизонтальной и вертикальной плоскостях 6) размерная цепь, определяющая радиальное биение центрирующей шейки шпинделя передней бабки 7) размерные цепи, определяющие радиальные биения оси конического отверстия шпинделя передней бабки у его торца и на длине Ь 8) размерная цепь, определяющая осевое биение торца шпинделя передней бабки 9) размерная цепь, определяю-244 [c.244]

При проектировании основные размеры водила выбирают ориентировочно. Толщина йщ и диаметр щеки водила определяются конструк-Щ1ей опоры сателлита. Однако диаметр щеки желательно выбрать из условия < (4)б (рис. 16.13, а), чтобы избежать необходимости разъема щеки для установки центрального зубчатого колеса Ь. Если подшипники сателлитов размещены в щеках, то толщина йщ зависит от ширины подшипника и устройств для его фиксации в осевом направлении (см. рис. 18.16). Если в щеки запрессована ось сателлита диаметром йр (рис. 16.13, а), то толщину щеки выбирают в пределах (0,4— ЧгО,6) о- Длина перемычки / зависит от общей ширины сателлита Ьд и зазоров между ними и щеками водила, назначенных не менее модуля 5щ т. Конфигурацию и размеры перемычки между щеками выбирают с учетом диаметра выступов сателлита (4)д (или наибольшего из его зубчатых венцов) и зазоров между сателлитом и перемычкой 5 т. Обычно придерживаются соотношения размеров /Гщ. Диаметр цапфы 1 водила определяют после расчета на прочность вала водила по формуле (9.2), рис. 16.13, а. Если нагрузка на цапфу 2 сравштельно невелика, то ее диаметр назначают конструктивно по размеру отверстия в свободной щеке, необходимого для монтажа центрального колеса с наружными зубьями. [c.292]

Решение, а). Винты (болты), прикрепляющие крышку к корпусу подшипника, должны быть затянуты в процессе сборки для обеспечения герметичности подшипникового узла. Помимо усилия затяжки вингы воспринимают осевую нагрузку Ра- Расчет таких винтов ведем, как указано в решении задачи 55, по формуле (224а) при Ра=Ра- Между корпусом редуктора и крышкой подшипника устанавливаем прокладку из технического картона, при этом /С=2,1 для мягкой прокладки. [c.262]

По данным табл. 1 радиально-упорные шарикоподшипники > углом а контакта 12 или 15° рассчитывают при переменных зна чениях коэффициента У осевой нагрузки, поэтому необходим применять метод итераций. При а<18° коэффициент У сущест венно зависит от отношений а/Со и РЦРг. Кроме того, выбор ко эффициента У зависит от отношения Рг1Со, входящего в форму лы (37) или (38) для определения параметра е осевого нагру жения. По параметру е определяют собственную осевую состав ляющую нагрузку на подшипник по формуле (36), и в дальней шем этот параметр необходим при выборе номограммы расчет (см. табл. 6). [c.44]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...